. ПАРОВЫЕ
ТУРБИНЫ
[, сверхкритических
; параметров
лмз

ПАРОВЫЕv
ТУРБИНЫ
сверхкритических
параметров
лмз
Под редакцией
А.П.Огурцова и ВКРыжкова
I муадсад
! ! ь.'.
I №. Ь.Г. Егад-Чвда
Москва
Энергоатомиздат
1991
ББК 31.363
П18
УДК 621.165.018.78
Рецензент Б. М. Трояновский
Паровые турбины сверхкритических параметров
П18 ЛМЗ/В. И. Волчков, С. А.Г. Вольфовский, И. А. Ко-
валев и др.; Под ред. А- П. Огурцова, В. К. Рыжкова.—
М.: Энергоатомиздат, 1991.—384 с.: ил.
ISBN 5-283-00070-2
В книге рассмотрены особенности конструкции, сборки, монтажа
и наладки паровых турбин сверхкритических параметров мощностью
300, 500 и 800 МВт и их отдельных элементов, режимы их эксплуатации,
мероприятия по их усовершенствованию Даны рекомендации по экс-
плуатации, проведению тепловых испытаний и ремонту турбин и вспо-
могательного оборудования турбоустановок.
Для инженерно-технических работников электростанций, проектных,
монтажных, наладочных и ремонтных организаций
2203050000-021
П---------------150-90
051(01)-91
ББК 31363
Производственно-практическое издание
Волчков Валерий Иванович, Вольфовский Семен Авраам-Гиршевич,
Ковалев Игорь Александрович, Кривошей Макс Залманович, Кубарев
Владислав Григорьевич, Левченко Борис Леонидович, Либенсон
Александр Ханонович, Малев Вадим Вениаминович, Неженцев Юрий
Николаевич, Николаев Георгий Васильевич, Огурцов Анатолий Петрович,
Пичугин Игорь Иванович, Пономарев Владимир Борисович, Рыжков
Виктор Кузьмич, Фомченко Олег Федорович, Франт Марк Самуилович
Паровые турбины сверхкритических параметров ЛМЗ
Зав. редакцией И В. Волобуева Редактор А. Д Трухний
Редактор издательства М. И Кузнецова
Художественный редактор В А Гозак-Хозак
Технический редактор В В Ханаева Корректор М Г Гулина
ЦБ № 1292
Сдано в набор 27 12.90 Подписано в печать 18 07.91 Формат 60х88*/|6 Бумага
офсетная № 2 Гарнитура Таймс. Печать офсетная Усл печ л. 23,52 Уел.
кр.-огт 23 76 Уч изд. л. 26,73- Тираж 1000 экз Заказ 1948. Цена 3 р
Энергоатомиздат 113114 Москва, М-114, Шлюзовая наб, 10
Ордена Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени МПО
«Первая Образцовая типография» Государственного комитета СССР по печати.
113054, Москва. Валовая 28
ISBN 5-283-00070-2
© Авторы, 1991
ПРЕДИСЛОВИЕ
В прошедшие два десятилетия установленная мощность
электростанций страны наращивалась в основном за счет
конденсационных энергоблоков СКД мощностью 300, 500
и 800 МВт ЛМЗ и 300 и 500 МВт ХТЗ. Несмотря на все
возрастающий удельный вес в энергетике страны ядерных
электростанций, энергоблоки СКД будут иметь преобладающее
значение и в предстоящие десятилетия.
Использование сверхкритических параметров пара в сочета-
нии с его промежуточным перегревом позволяет получить
высокую экономичность энергоблоков при применении для их
изготовления относительно недорогих и недефицитных сталей
перлитного класса. Богатый опыт эксплуатации энергоблоков
СКД в сочетании с постоянным совершенствованием конст-
рукций паровых турбин и паротурбинных установок при их
грамотной эксплуатации, обслуживании и ремонте обеспечивает
высокую надежность и экономичность энергоблоков СКД
мощностью 300, 500 и 800 МВт, как это можно видеть на
примере Костромской, Средне-Уральской, Кармановской, За-
порожской, Пермской и других ГРЭС.
Большое число паровых турбин СКД ЛМЗ, находящихся
в эксплуатации на многих электростанциях страны и за
рубежом, широкие перспективы их использования в будущем
побудили авторов написать эту книгу, чтобы помочь специ-
алистам, занятым эксплуатацией, обслуживанием, ремонтом
и монтажом паровых турбин СКД и паротурбинных установок,
лучше понять особенности конструкции и эксплуатации турбин
ЛМЗ, быстрее усвоить те требования, которые налагаются
конструкцией турбины на операции монтажа, ремонта и тех-
нического обслуживания в процессе работы.
При написании книги использованы результаты и опыт
проектно-конструкторских, научно-исследовательских, шеф-мон-
тажных и наладочных работ, выполненных на ЛМЗ и элек-
тростанциях
Книга рассчитана на инженерно-технических работников
электростанций, проектных, монтажных, наладочных и ремонт-
ных организаций Вместе с тем она может быть полезна
мастерам, машинистам энергоблоков при общем ознакомлении
с конструкцией турбин ЛМЗ, слушателям курсов повышения
3
квалификации, а также студентам энергомашиностроительных
и теплоэнергетических специальностей вузов и учащимся тех-
никумов.
Книга не является техническим справочником и ни в коей
мере не может заменить техническую документацию. Она не
претендует на полное и детальное описание конструкции всех
деталей и узлов турбины или всего регламента монтажных,
наладочных или ремонтных работ. Цель ее—обратить внима-
ние читателя на основные, главные, наиболее важные особен-
ности конструкции, эксплуатации, монтажа или ремонта.
Книга написана коллективом авторов —сотрудников произ-
водственного объединения турбостроения «Ленинградский ме-
таллический завод».
Авторы выражают глубокую благодарность докт. техн,
наук, проф. Б. М. Трояновскому и докт. техн, наук, проф.
А. Д. Трухнию за их большой труд и ценные замечания,
внесенные при рецензировании и редактировании рукописи.
Замечания и предложения по книге авторы просят направ-
лять по адресу: 113114, Москва, М-114, Шлюзовая наб , 10,
Энергоатомиздат.
Авторы
ПРИМЕНЯЕМЫЕ СОКРАЩЕНИЯ
АЗВ. АЗС
ЬН
ЬРОУ
ВПУ
го
I пз
1ТТП
I ЧСР
д
1РЧ
к
КН
КОС
МО
МУТ
од
пвд, пнд
ИИ
по
пп
ППУ
РВД, РСД,
|*НД
РК
СК
скд
( м
сп
1ПН
хпп
цвд, цсд,
ПНД
)
)ГП
)МП
)ЧСР
-автоматический затвор высокого, среднего давления
-бустерный насос
-быстродействующая редукционно-охладительная установка
-	валоповоротное ус	йство
-	газоохладитель
-	главная паровая задвижка
- горячая нитка промперегрева
-гндрочастотная система регулирования
-деаэратор
-золотник регулятора частот вращения
-конденсатор
-конденсаторный насос
-клапан обратный с гидроприводом (сервомоторный)
- маслоохладитель
-механизм управления турбиной
-охладитель дренажа
-подогреватели высокого, низкого давления
-питательным насос
- пароохладитель
-промежуточный перегрев пара, промперегреватель
-пароприемное устройство
ротор высокого, среднего, низкого давления
-регулирующий клапан
-стопорный, сбросной клапан
-сверхкритическое давление
-сервомотор
-	сальниковый подогреватель
турбопитательнын насос
-холодная нитка промперегрева
-цилиндр высокого, среднего, низкого давления
-эжектор
-	электрогндравлический преобразователь
-	электромеханический преобразователь
-	электрическая часть системы регулирования
5
Глава первая
ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ СОЗДАНИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН ЛМЗ
Производственное объединение «Ленинградский металличес-
кий завод» изготавливает и поставляет на электростанции
страны большую часть энергетических паровых турбин, произ-
водимых в Советском Союзе. Значительное количество паровых
турбин ЛМЗ ежегодно поставляет на экспорт. Эти обсто-
ятельства налагают на коллектив ЛМЗ большую ответствен-
ность за высокую надежность, экономичность, технический
уровень выпускаемых им паровых турбин.
В состав современной паротурбинной установки кроме
турбины входят разветвленная система регенерации пара
конденсационная установка, многофункциональная система ав-
томатического регулирования, управления и защиты, а в самых
последних образцах турбин — и системы диагностики различ-
ного вида. Конструктор, проектируя паровую турбину и ее
системы, должен учесть многочисленные факторы, влияющие
на конструкцию того или иного узла и найти оптимальное
решение, удовлетворяющее и законам термо- и газодинамики
и законам механики материалов, и условиям высокой манев
ревности, и требованиям безопасности при эксплуатации, не
забывая при всем этом о необходимости обеспечить высокую,
технологичность конструкции при изготовлении и ремонто-
пригодность в условиях эксплуатации. Решить эту задач)
помогают конструктору современная электронно-вычислшель-
ная техника, мощная лабораторно-исследовательская база,
богатый опыт проектирования турбин, накопленный на ЛМЗ,
постоянное изучение опыта эксплуатации турбин на электро-
станциях и, что очень важно, глубокое знание современны?
достижений науки и техники не только в области турбостро
ения, но и во многих других областях, таких, как металлургия
и металлография, теория прочности и вибрации, электроника,
радиофизика, электротехника, акустика, строительная механика
химия и другие.
Одним из важнейших принципов, которого придерживается
ЛМЗ при создании новых типов паровых турбин, является
использование новейших достижений современной науки и тех-
ники Так, например, на основе многочисленных исследований
в области газодинамики решеток профилей конца 40-х—начала
50~х годов в середине 50-х годов на ЛМЗ были созданы
и широко внедрены, как на новых, так и на модернизированных
турбинах, аэродинамически совершенные профили рабочих
и направляющих лопаток, что позволило на 3—5% поднять
экономичность выпускаемых турбин. Наряду с профилями
лопаток собственной разработки ЛМЗ широко применяет
6
с
8
ft
О
-20	' 0 i 20 20 SO W fit
Рис. 1.1. Зависимость коэффициента
потерь для профилей рабочих лопа-
ток-
fl -от угла атаки (профили ЛМЗ и фирмы
«Хитачи»), 6—от угла натекания потока
(профили ЛМЗ и фирмы «Альстом-Атлан-
1ик»), 7—профили ЛМЗ; 2—новые и 3—
сирые профили фирм «Хитачи» и «Альс-
том-Атлантик» [3, 6]
Рис 12. Характеристики типовой ступени высокого давления (Д.р//=8,7,
а1 = 13°20', при «нулевых» протечках):
I—т)в, 2—Т)„, 3—коэффициент расхода <р, 4 и 5—степень реактивности периферийного
и корневого сечений ступени
и профили, разработанные МЭИ и ЦКТИ. Время показало,
что профили лопаток, разработанные в 1954 —1959 гг. ЛМЗ,
длительное время были одними из лучших в мировом
паротурбостроении. Некоторое представление об этом дает
рис. 1.1, хотя из-за недостатка точной информации о геометрии
зарубежных профилей и условиях их испытаний это сопостав-
ление является ориентировочным. Лишь в 70-х — начале 80-х
1 одов ведущими зарубежными фирмами были разработаны
и начали применяться профили лопаток, близкие по своей
экономичности к профилям ЛМЗ и других советских ор-
I анизаций.
В течение многих лет ЛМЗ постоянно ведет эксперимен-
I а льну ю отработку турбинных ступеней на модельных воз-
душных и паровых турбинах, что обеспечивает высокую
экономичность проточных частей всех цилиндров выпускаемых
(урбин. На рис. 1.2 показаны характеристики типовой ступени,
аналоги которой применяются в ЦВД турбин.
Кроме испытаний на модельных турбинах проточные
части ЦНД отрабатываются в полномасштабной экспери-
ментальной турбине низкого давления на натурном стенде
объединения Здесь не только исследуются аэродинамические
и интегральные характеристики проточных частей ЦНД,
но и проводится вибрационная отработка облопачивания
7
ротора низкого давления в условиях, аналогичных эксп-
луатационным.
Другим примером может служить создание и внедрение
совместными усилиями ВТИ, ЛМЗ и Ленинградскою НИИ
гигиены и охраны груда огнестойкой негорючей жидкое!и
(огнестойкого масла) ОМТИ для систем гидродинамическою
регулирования и смазки подшипников мощных паровых турбин
В настоящее время одна из последних модификаций ОМТИ
широко применяется в системах регулирования турбин СКД
ЛМЗ мощностью 300 МВт и выше, а также в турбинах ЛМЗ
для АЭС. На отдельных энергоблоках получен опыт исполь-
зования ОМТИ и в системе смазки подшипников турбин,
который дал положительные результаты Таких примеров
можно привести немало.
Другим важным и, можно сказать, определяющим при-
нципом создания паровых турбин ЛМЗ является принцип
удовлетворения насущных потребностей энергетики нашей стра-
ны в турбинах того или иного типа. Непреложным законом
поступательного развития народного хозяйства страны явля-
ются опережающие темпы развития энергетики. Как правило,
ЛМЗ видит свою задачу не только в гом, чтобы обеспечить
необходимым турбинным оборудованием пусковые объекты
энергетики, ио и в том, чтобы предвидеть, какое серийное
оборудование потребуется энергетике через 5—10 лет и за-
благовременно создать головные образцы таких турбин, от-
работать их конструкцию на стадиях проектирования, изготов-
ления и опытной эксплуатации и в нужный момент обеспечить
начало серийного выпуска (табл 1 1).
Одним из важнейших принципов, определяющих конструк-
цию турбин ЛМЗ, является принцип быстроходности Это
означает, что ЛМЗ проектирует свои паровые турбины на
частоту вращения ротора 50 с 1 (3000 мин-‘) независимо от
ее мощности и типа электростанции (тепловой или атомной),
для которой она предназначена. Быстроходные (на 50 с"’)
турбины имеют ряд преимуществ перед тихоходными (на
25 с-1) при одинаковых мощности и начальных параметрах
пара Их габариты и масса значительно меньше, а следователь-
но, для них требуется машинный зал меньшей площади, более
легкие фундаменты, грузоподъемные средства меньшей мощ-
ности В целом строительство элек тростанции с быстроходными
турбинами оказывается менее трудоемким и более дешевым,
чем строительство аналогичной станции с тихоходными тур-
бинами
Придерживаясь концепции быстроходности, ЛМЗ в то же
время ставит перед собой задачу получения максимальной
мощности в одновальном агрегате при заданных параметрах
пара Возможность осуществления принципа максимальной
Таблица I 1 Головные образцы паровых турбин ЛМЗ
Год выпуска	Тич турбины	Номинальная мощность, МВт	Начальные параметры пара	
			Давление МПа	Температура, СС
1924	ОК-20	2	1,!	300
1925	ОК-ЗО	3	1,4	325
1926	OK-IOO	10	1.2	325
1930	АК-25-1	24	2.6	375
1931	АК-50-1	50	2,8	400
1937	АК-100-1	100	2.8	400
1946	ВК 100-2	100	8,8	480
1952	СВК-150-1	150	16,7	550/520*
1958	ПВК-200-1	200	12,75	565/565
	(К-200-130-1)			
1961	К-300-240-1	300	23,5	580/565
1964	К 800-240-! **	800	23,5	560/565
1970	К-800 240-2	800	23,5	560/544
J975	К-800-240-3	800	23.5	540/540
1978	К-1200-240-3	1200	23 5	540/540
1980	К-300-240-3	300	23,5	540/540
1982	К-800-240-5	800	23,5	540/540
1988	К-500-240-4	500	23,5	540/540
* Температура промпсрегрева
’* Двухвальныи турбоагрегат
единичной мощности зависит в первую очередь от уровня
p<i иштия отечественной металлургии. С ростом единичной
мощности паротурбинного агрегата растут и габариты от-
дельных его узлов и деталей, в частности корпусов, цилиндров,
роюров, лопаток Получение же заготовок этих деталей
(поковок и отливок) нужного качества и с необходимыми
С иужебными характеристиками материала в значительной степе-
ни зависит ог уровня развития металлургии на данном этапе.
Осуществление принципа максимальной единичной мощ-
ное! и паровых турбин тесно связано с осуществлением при-
нципа максимально высоких начальных параметров пара,
Ьлшодаря которому достигается высокая абсолютная эконо-
мичное 1ь энергоблоков. Выбор начальных параметров пара
для энергоблока производится на основе детального анализа
нрмодипамических циклов энергоблоков разной мощности
< \ чет ом реальных возможностей металлургической промыш-
щ иное in поставляющей для энергоблоков трубы различного
ил шачення (для коиюагрегатов, паропроводов ит. п.), литые
и ков.шыс jdioiOBKM для турбин, генераторов и другого
оборудования Одним из важных этанов выбора начальных
нарами ров янляекя экономический (стоимостный) анализ всех
9
элементов строительства электростанции. Именно по такой
схеме шел выбор параметров для энергоблоков сверхкритичес-
кого давления. В этой работе участвовали многочисленные
организации АН СССР, Минэнерго СССР и других ведомств,
в том числе ВТИ, ЦКТИ и др. В результате для энергоблоков
сверхкритических параметров (СКД) были приняты начальные
параметры пара 23,5 МПа, 580е С с промежуточным перегревом
пара до 565° С. Впоследствии для обеспечения длительного
ресурса работы оборудования энергоблоков СКД, в частности
котельных агрегатов, начальная температура пара и тем-
пература пара после промперегрева были снижены до 540° С.
Основные характеристики паровых турбин СКД ЛМЗ мощ-
ностью 300, 500 и 800 МВт, выпускаемых в настоящее время,
приведены в табл. 1.2, а на рис. 1.3—1 5 показаны их продоль-
ные разрезы
Таблица 1.2 Основные характерце гики паровых турбин СКД ЛМЗ
Показатель	К-300-240-3	К-500-240-4	К 800-240-5
Мощность генератора, МВт:			
номинальная	300	500	800
максимальная	315	525	850
Частота вращения ротора, с~1 Начальные параметры пара.	50	50	50
давление, МПа	23,5	23,5	23.5
температура, °C Параметры пара после промежу- точного перегрева давление, МПа	540	540	540
	3,65	3,75	3,3
температура, °C	540	540	540
Давление в конденсаторе, кПа	3,4	3,3	3,4
Максимальный расход свежего пара, кг/с	270,8	458,3	736.1
Конструктивная схема турбины	|цвд+ +1ЧСД/1ЧНД 1 +1ЦНД	ЩВД 1 +1ЦСД+ 12ЦНД	ЩВД I + ЩСД+ +ЗЦНД
Число выходов	3	4	6
Длина рабочей части лопатки последней ступени ЦНД, мм	960	960	960
Средний диаметр последней сту- пени ЦНД, мм	2480	2480	2480
Суммарная торцевая площадь выхлопа, м2	22,44	29,92	44,88
Длина турбины, м	21,3	2995	39,7
Регулировочный диапазон автома- тического изменения мощности, %	30—100	30 100	30 100
Скорость изменения мощности в пределах регулирово о диапазона, %/мин	1,2	1,2	1,2
Допускаемое число пусков за срок службы	1500	1500	1500
!0
Продолжение табл 1.2
Показатель	К-300-240-3	К-500-240-4	К-800-240-5
Ресурс деталей и сборочных еди- ниц из жаропрочных мате- риалов, ч	1 10s	|-10!	1 10s
Удельная	масса	турбины. Ki /(кВт ч)	2,30	2,00	1,62
Удельная масса турбины с кон- денсатором, кг/(кВт • ч)	3,50	3,10	2,71
Большое значение для повышения экономичности энергобло-
ков имеет регенеративный подогрев питательной воды. Для
паровых турбин всех типов ЛМЗ применяет разветвленную
систему регенеративного подогрева питательной воды частично
гн работавшим паром, отбираемым из проточной части цилинд-
ров турбины. Наряду с широко применяемыми регенеративны-
ми подогревателями поверхностного типа, в качестве вакуум-
ных подогревателей низкого давления ЛМЗ широко использует
и контактные (смешивающие) подогреватели, что способствует
повышению тепловой экономичности турбоустановок.
В отличие от турбоустановок мощностью 300, 500
и 800 МВт более ранних выпусков, в которых все подогреватели
были поверхностными, в турбоустановках с турбинами К-
W0-240-3, К-500-240-4 и К-800-240-5 используются в качестве
двух первых ступеней подогрева конденсата подогреватели
смешивающего типа, что позволило поднять экономичность
них турбо установок по сравнению с турбоустановками пред-
шествующего типа примерно на 0,5%.
Экономичность термодинамического цикла повышается при
уменьшении температуры холодного источника, т. е. при углу-
блении вакуума на выходе из турбины, или, что то же,
в конденсаторе. Одной из принципиальных особенностей па-
ровых турбин ЛМЗ является то, что они проектируются на
максимально достижимый при данных конкретных условиях
вакуум в конденсаторе.
Предельно достижимый вакуум в конденсаторе зависит,
в первую очередь, от условий циркуляционного водоснабжения,
।. е. от его типа, расхода и температуры охлаждающей воды,
и учетом которых выбирается площадь поверхности охлаждения
конденсатора при заданной кратности охлаждения. Иначе
говоря, значение предельно достижимого вакуума для данной
конкретной электростанции находится в прямой зависимости
о| географических, климатических и экологических факторов,
характерных для данного региона.
Значение предельно достижимого вакуума для турбины,
имеющей заданную мощность при заданных парамст ах пара,
П
Рис. 1 3 Продольный разрез турбины К-300-240-3

Рис 1 4 Продольный разрез турбины К-500-240-4
определяется, помимо условий водоснабжения, суммарной
площадью выхода из последней ступени ЦНД, т. е. выходной
площадью рабочих лопаток последней ступени и количеством
параллельных выходных потоков ЦНД («выхлопов»)
Как правило, количество выхлопов для паровых турбин
не превышает шести (три двухпоточных ЦНД), так как
выполнение турбины более чем с пятью цилиндрами связано
с практически непреодолимыми трудностями обеспечения удов-
летворительных взаимных тепловых расширений ротора и ста-
тора турбины. Изменяя количество выхлопов, можно создать
ряд типоразмеров паровых турбин, отличающихся значением
номинальной мощности, используя типовой унифицированный
выхлоп, созданный на базе разработанной последней ступени.
Примером такого ряда являются паровые турбины СКД ЛМЗ
мощностью 300, 500 и 800 МВт, имеющие соответственно
три, четыре и шесть выхлопов.
Другим путем увеличения суммарной площади выхлопов
является увеличение длины рабочих лопаток и их корневого
диаметра.
Создание последней ступени ЦНД с максимально до-
стижимой на данном этапе развития з урб и ноет роения выходной
площадью —сложная инженерная задача, решение которой
определяется уровнем развития науки и техники в данное
время, в частности, достигнутым уровнем металлургии, га-
зодинамики, теории прочности и вибрации. На всех этапах
развития турбостроения основным принципом в работе ЛМЗ
было создание последних ступеней ЦНД с предельно до-
стижимой по условиям газодинамики, прочности и вибрации
площадью выхода (см. табл. 1.3). Разработка и освоение
изготовления рабочих лопаток последней ступени ЦНД длиной
960 мм обеспечили создание паровых турбин на сверхкритичес-
кие параметры пара максимальной мощностью до 850 МВт
Для турбин СКД большей мощности, в частности 1200 МВт,
поз ребовалось создать новую конструкцию ЦНД с рабочей
лопаткой последней ступени длиной 1200 мм из титанового
сплава Этот же ЦНД затем был использован в паровых
турбинах насыщенного пара мощностью 1000 МВт для АЭС.
Для турбин, работающих на электростанциях с ограничениями
по циркуляционному водоснабжению (пониженные расходы
или высокая температура охлаждающей воды) и, соответст-
венно, с ухудшенным вакуумом, ЛМЗ разработана стальная
рабочая лопатка последней ступени ЦНД длиной 1000 мм
Такие лопатки могут применяться вместо лопаток из тита-
нового сплава длиной 1200 мм, с которыми они взаимозаменя-
емы (при одновременной замене диафрагмы последней ступени).
В частности, стальные лопатки длиной 1000 мм могут при-
меняться в тех ЦН Lтурбины где вакуум хуже, например
2 Заказ 1948	I	|	л-,17
1
Рис. 1.5. Продольный разрез турбины К-800-240-5
чо
Таблица 1.3. Характеристики рабочих лопаток последних ступеней ЦНД
паровых турбин СКД ЛМЗ
Параметр	1933 г	1937 г	1946 г	1957 г
Торцевая площадь	2,43	3,18	4,18	5,05
Длина рабочей части ло- патки, мм	500	576	665	765
Средний диаметр, мм	1550	1756	2000	2100
Параметр Рср//	3,1	3,05	3,00	2,75
Масса лопатки с хвостови- ком, кг	2,5	3,45	5,27	6,88
Материал	20X13	20X13	20X13	15X11МФ
Параметр	1960 г	1977 г	1984 г.	
Торцевая площадь	7,48	11,3	8,78	
Длина рабочей части ло- патки, мм	960	1200	1000	
Средний диаметр, мм	2480	3000	2800	
Параметр £>ср/7	2,58	2.50	2,80	
Масса лопатки с хвостови- ком, кг	10,1	16,51	21,6	
Материал	15X11 МФ	Титановый сплав	13ХЦН2В2ВМ-Ш (ЭИ961)	
при использовании ступенчатой конденсации в секционном
конденсаторе.
Важным принципом, которого придерживается ЛМЗ при
создании новых типов паровых турбин, является преемствен-
ность конструктивных решений. Реализация этого принципа
дает возможность использовать в новых турбинах типовые
конструкции деталей и узлов (сборочных единиц), которые
уже тщательно отработаны, исследованы и проверены в эк-
сплуатации на ранее выпускавшихся турбинах. Это позволяет
обеспечить необходимую надежность деталей и узлов, их
высокую экономичность, снизить затраты на их проектирова-
ние, экспериментальную отработку, разработку технологии
изготовления, подготовку и освоение производства.
Примером преемственности конструкций паровых турбин
ЛМЗ являются ЦВД паровых турбин СКД мощностью 300,
500, 800 и 1200 МВт, которые выполнены двухкорпусными
с повороюм потока после группы первых ступеней и с под-
водом пара в средние части верхней и нижней половин
наружного корпуса. Отличаются наружные и внутренние кор-
пуса этих ЦВД в основном размерами. Аналогичны по типу
конструкции и многие другие детали и узлы этих турбин.
В процессе проектирования новых турбин типовые конст-
рукции деталей и узлов претерпевают ряд изменений, связан-
ных, с одной стороны, с привязкой их по геометрии и размерам
к другим деталям и узлам проектируемой турбины, с другой
20
стороны—с усовершенствованием отдельных элементов типо-
вой конструкции на основе накопленного опыта эксплуатации
на других типах турбин и результатов проведенных за этот
период исследовательских работ.
Использование в разных типах паровых турбин типовых
конструкций деталей и узлов в значительной степени облегчает
их изучение и освоение в эксплуэ । ации, а также вып ение
монтажных и ремонтных работ.
Высшей формой преемственности конструктивных решений
является применение в паровых турбинах унифицированных
деталей, узлов или отдельных элементов их конструкции.
Ленинградский металлический завод широко использует уни-
фицированные узлы и детали: рабочие лопатки, вкладыши
подшипников, сегменты уплотнений, узлы системы регулирова-
ния, автоматики и защиты, цилиндры низкого давления и т. д.
Вместе с тем в конструкциях отдельных деталей широко
применяются унифицированные элементы конструкций, напри-
мер профили рабочей части, шипы и хвостовики лопаток.
Одним из важных принципов при создании паровых турбии
ЛМЗ является обеспечение высокой маневренности турбин при
сохранении максимально достижимой экономичности и надеж-
ности. Этот принцип реализуется в турбинах ЛМЗ разными
путями
Обеспечение достаточно высокой экономичности турбин
в широком диапазоне режимов нагрузки достигается за счет
применения соплового парораспределения в большинстве тур-
бин ЛМЗ. На рис. 1.6 показано, как изменяется экономичность
турбины мощностью 800 МВт с сопловым парораспределением
по сравнению с такой же турбиной, имеющей дроссельное
парораспределение.
Маневренные возможности паровых турбин СКД, выпуска-
емых ЛМЗ, существенно расширяются за счет работы на
скользящих параметрах. Возможность отключения подогрева-
телей высокого давления обеспечивает повышение мощности
турбин иа 10 20% при работе в пиковом режиме. Система
обогрева фланцев цилиндров способствует сокращению времени
пуска турбины как из холодного состояния, так и из неосты-
вшего после остановов на выходные дни.
Рис. 1.6. Относительное измене-
ние удельного расхода теплоты
)/«.«>- турбо-
установки с турбиной с дрос-
сельным парораспределением
по сравнению с расходом тур-
боустаяовки с турбиной с со-
пловым парораспределением
в зависимости от относитель-
ной нагрузки
21
Высокая маневренность паровых турбин ЛМЗ обеспе-
чивается быстродействующей системой автоматического ре-
гулирования (САР). Осуществляя принцип высокой надежности
выпускаемого оборудования, ЛМЗ применяет на своих турбинах
комбинированную электрогидравлическую САР. В качестве
рабочей жидкости в гидравлической части САР используется
негорючее синтетическое масло ОМТИ, что обеспечивает
высокую пожарную безопасность турбин СКД ЛМЗ В эле-
ктрической части САР с целью улучшения быстродействия
и надежности в последних модификациях паровых турбин
ЛМЗ все более широко используется микропроцессорная
техника.
Существенное значение для паровых турбин, эксплуатиру-
емых на электростанциях, имеет их ремонтопригодность.
Осуществляя принцип максимально возможной ремонтопригод-
ности, ЛМЗ проектирует паровые турбины таким образом,
чтобы обеспечить возможность проведения ремонта отдельных
агрегатов и узлов турбины с минимальными затрами времени
и труда на разборку и сборку. Конструкция узлов парорас-
пределения, например, такова, что позволяет производить
разборку отдельных цилиндров гурбин без вскрытия других
цилиндров. Этой же цели служит боковое расположение
паре перепускных труб от ЦСД к ЦНД, присоединяемых
к нижним половинам корпусов цилиндров. Конструкция верх-
них половин корпусов цилиндров обеспечивает возможность
снятия крышек корпусов подшипников без вскрытия корпусов
цилиндров. Предусмотрена возможность извлечения вкладышей
подшипников из корпусов без выемки роторов Применение
сборных (с насадными дисками) роторов в ЦНД кроме
обеспечения высокой технологичности и низкой себестоимости
их изготовления по сравнению с цельноковаными роторами
дает возможность замены не только поврежденных лопаток,
но и отдельных поврежденных дисков ротора. Принцип
ремонтопригодности оказывает влияние на выбор размеров
и конструкцию отдельных элементов многих узлов, например
диаметра штифтов (заклепок), которые крепят замковые лопат-
ки или лопатки с вильчатым хвостовиком на диске ротора.
Важным принципом при создании паровых турбин является
обеспечение высокой технологичности конструкций при изготов-
лении Этому принципу ЛМЗ неуклонно следует при создании
паровых турбин, обеспечивая, таким образом, снижение тру-
доемкости и себестоимости их изготовления, высокий уровень
качества изготавливаемых турбин. Наряду с использованием
типовых и унифицированных конструкций с хорошо отработан-
ной и проверенной практикой технологией, инструментом,
оснасткой и приспособлениями, конструкция многих деталей
и узлов разрабатывается вновь или совершенствуется примс-
22
Таблица 14 Удельный расход теплоты турбоустановок СКД ЛМ'З при
гарантийных условиях, ксДж/(кВт ч) (ккал/(кВт ч)
Турбина	Мощность турбины, %		
	100	75	50
К-300-240-3	7710(1840)	7919(1890)	8233(1965)
К-500-240-4	7626(1820)	7823(1867)	8149(1945)
К-800-240-5	7647(1825)	7835(1870)	8107(1935)
нителыю к новым прогрессивным технологическим методам
и оборудованию
Важнейшим принципом создания паровых турбин ЛМЗ
является тщательная расчетная, конструкторская и опытно-
экспериментальная отработка деталей и узлов, обеспечивающая
Высокую надежность и экономичность паровых турбин ЛМЗ
И турбоустановок с этими турбинами (табл. 1.4), соответствие
их по технико-экономическим показателям высшему мировому
Техническому уровню При проектировании паровых турбин
ЛМЗ широко используют современные методы расчета на
ЭВМ термодинамических параметров турбин и турбоустановок,
газодинамических характеристик потока пара в проточных
частях турбин, полей температур и напряжений в деталях
турбин как с учетом упругих деформаций, так и с учетом
ползучести материала деталей, работающих в зоне высоких
температур. С использованием ЭВМ определяются вибрацион-
ные характеристики рабочих лопаток, облопаченных дисков,
валопроводов турбины, при этом учитывается влияние раз-
личных факторов, таких, например, как упругость закрепления
лопаток на диске или податливость опор роторов С исполь-
зованием ЭВМ производится расчет статических и динамичес-
ких характеристик системы автоматического регулирования,
а также расчет многих других деталей и узлов
Наиболее важные и ответственные узлы и детали проходят
экспериментальную проверку на модельных и натурных уста-
новках и стендах в лабораториях ЛМЗ и других организаций,
прежде чем они будут запущены в производство для новых
турбин.
Необходимость решения широкого круга разноплановых
вопросов и задач в процессе создания паровых турбин требует
привлечения специалистов самого разного профиля и, как
показывает опыт, не только отечественных, но и ведущих
зарубежных турбиностроительных фирм, так как это не
осуществимо силами только одного предприятия, одной фирмы
Учитывая это, ЛМЗ при создании паровых турбин твердо
придерживается принципа тесного творческого научно-техничес-
кого сотрудничества со многими предприятиями, проектными
и научно-исследовательскими организациями и институтами,
23
it ‘iiivnc коюрых следует в первую очередь отметить ЦКТИ
имени И И Ползунова, ВТИ имени Ф. Э Дзержинского, ЦНИ-
И1МЛШ, ВПТИэнергомаш, Московский энергетический ин-
ciHiyi, Ленинградский и Харьковский политехнические ин-
ctHiyibi, институт сварки имени Е О Патона АН УССР,
цен । ральное и региональные отделения АТЭП, НЗЛ имени
В И. Ленина, Ижорский завод, а также другие предприятия
и организации многих министерств и ведомств
Глава вторая
ТЕПЛОВЫЕ СХЕМЫ ТУРБОУСТАНОВОК
2.1 ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТЕПЛОВЫХ СХЕМ
Эксплуатация энергоблоков СКД с одним промперегревом
в течение почти 30 лет позволяет всесторонне оценить эф-
фективность этой ступени параметров. Повышение экономич-
ности такого энергоблока по сравнению с энергоблоком
с начальным давлением 12,7 МПа обеспечивает значительную
экономию топлива. Только энергоблоки мощностью 300 МВт
(первые по времени их ввода в эксплуатацию и наиболее
многочисленные в энергосистемах СССР) за время эксплуатации
позволили сэкономить более 40 млн т условного топлива
Решение о переходе к сверхкритическому давлению
23,5 МПа минуя этап до критического давления 17- -18 МПа
было принято вопреки преимущественным тенденциям в ми-
ровом энергомашиностроении того времени. Если бы повыше-
ние давления ограничилось уровнем 17 МПа, экономия топлива
была бы существенно меньшей Опыт показывает, что несмотря
на увеличенные затраты и сроки освоения головных образцов
повышенная экономичность серийных энергоблоков, которые
эксплуатируются около 30 лет, многократно окупает матери-
альные затраты периода освоения новых параметров пара.
Параметры энергоблоков СКД (23,5 МПа, 540е С/540с С)
стабилизировались и практически не изменяются уже в течение
почти тридцати лет.
При современном уровне металлургии возможности повы-
шения экономичности энергоблоков на органическом топливе
за счет повышения параметров пара весьма ограниченны.
В этих условиях ценность оптимизации тепловых схем, направ-
ленной на повышение экономичности, возрастает
Приоритет показателей турбоустановки (экономичное i и, на-
дежности, маневренности, стоимостных) не однозначен и за-
висит от назначения проектируемой турбоустановки, но при
современном положении в области гопливно-энергегических
24
Рис 2 1 Структурная тепловая схема турбоустановки К 800-240
ресурсов экономичность рассматривается как один из наиболее
важных показателей. Учитывая вышесказанное, объединение
подходит к разработке тепловых схем турбоустановок как
к одной из главных составляющих процесса проектирования,
определяющих высокую экономичность и надежность работы
турбоустановки.
В тепловую схему включаются собственно турбина с кон-
денсатором, регенеративные подогреватели, питательные на-
сосы с турбоприводами, конденсатные насосы, турбоприводы,
т е. все то, что позволяет обеспечить непрерывный цикл
работы турбоустановки.
Расчетную тепловую схему турбоустановки принято назы-
вать принципиальной тепловой схемой, в отличие от развер-
нутой тепловой схемы всех паро- и конденсатопроводов,
управляющей и защитной арматуры.
На рисунках 2.1—-2.3 представлены принципиальные теп-
ловые схемы серии одновальных турбин СКД мощностью
300, 500 и 800 МВт, разработанные на базе результатов
оптимизационных расчетов.
2 2 ТЕПЛОВЫЕ СХЕМЫ ТУРБОУСТАНОВОК
Турбоустановка с турбиной К-800-240-5, В тепловой схеме
турбоустановки с турбиной К-800-240-5 предусмотрена восьми-
ступенчатая система подогрева питательной воды, которая
состоит из сальниковых 'подогревателей, четырех ПНД, деа-
эратора, трех ПВД (в две нитки) и иасосов.
25
Рис. 2.2. Структурная тепловая схема турбоустаиовки К-500-240
Рис. 2.3 Структурная тепловая схема турбоустановки К 300-240
В сальниковом подогревателе dlj типа ПС-220-1 (ПСП-1)
для нагрева основного конденсата используется теплота па-
ровоздушной смеси, поступающей из каминных камер лабирин-
товых уплотнений турбины. Подогреватели низкого давления
ПНД1 и ПНД2—смешивающего типа, вертикальные, выпол-
нены по схеме с перекачивающими насосами. Это позволило
расположить оба аппарата под отметкой обслуживания тур-
26
бины. Основной конденсат от КН1 после СП1 поступает
в ПНД1 и откачивается из него в ПНД2 конденсатными
насосами 2-й ступени. Из ПНД2 конденсат откачивается
насосами 3-й ступени (КНШ) и подается через подогреватели
ПНДЗ и ПНД4 в деаэратор.
На участке тракта основного конденсата между ПНД1
и ПНД2 установлен поверхностный вертикальный сальниковый
подогреватель СП 2, предназначенный для охлаждения и кон-
денсации пара, отводимого из промежуточных камер концевых
уплотнений ЦВД турбины.
Для предотвращения поступления конденсата или пароводя-
ной среды из подогревателей ПНД1 и ПНД2 в турбину
(обратным ходом) подогреватели оборудованы переливами
в конденсатор (через гидрозатворы), встроенными обратными
клапанами и электрическими защитами по повышению уровня
конденсата в подогревателях. Применение смешивающих ПНД
позволяет обеспечить стабильный подогрев до температуры
насыщения в аппарате на всех нагрузках, и, как показывает
опыт эксплуатации и результаты испытаний, это стабилизирует
работу поверхностных подогревателей ПНДЗ и ПНД4 за счет
исключения их перегрузок в работе, существенно повышает
надежность их работы.
Подогреватели низкого давления ПНДЗ и ПНД4—повер-
хностного типа, камерные, вертикальные, имеют сварную
конструкцию, состоящую из водяной камеры, корпуса и труб-
ной системы из U-образных трубок, выполнены со встроенными
охладителями пара Подогреватель ПНДЗ имеет встроенный
охладитель конденсата греющего пара. Слив конденсата гре-
ющего пара выполнен каскадно
Две группы ПВД, состоящих каждая из трех ПВД, включен-
ных последовательно по питательной воде, рассчитаны для
нагрева питательной воды в количестве 105% максимального
расхода пара на турбину.
Подогреватели высокого давления — коллекторного типа.
Поверхность нагрева выполнена в виде плоских одноплоскост-
ных спиралей из стальных трубок, привариваемых к раз-
дающим и собирающим коллекторам. В каждом аппарате
имеются выделенные зоны охлаждения пара, конденсации
и охлаждения конденсата греющего пара. В ПВД6 установлен
охладитель пара, охлаждающей водой которого является
питательная вода, отводимая после подогревателя ПВД8.
Слив конденсата греющего пара из подогревателей — каскад-
ный Из ПВД6 конденсат отводится в деаэратор, при снижении
нагрузки предусматривается автоматическое переключение слива
конденсата из ПВД6 в конденсатор, а из ПВД7—в деаэратор.
Поддержание уровня конденсата греющего пара осуществ-
ляется автоматическими электронными регуляторами. Группа
27
Таблица 2.1. Параметры пара в отборах на регенерацию и турбопривод при
номинальном режиме работы турбоустановки с турбинами К-300-240-3, К-
500-240-4 и К-800-240-5
Потребитель пара	Давление в отборе, МПа	Температура пара, *	Расход пара, т/ч
	К-300-240-3		
ПВД8	6,25	349	64,9
ПВД7	4,00	293	95,1
ПВД 6	1,56	422	37,2+1,6
Турбопривод	1,56	422	108
Деаэратор	1,03	366	14 4
ПНД4	0.50	276	37,9
ПНДЗ	0,23	230	23,6+6
ПНД2	0,085	114	45,6+0,8
ПНД1	0,015	—-	26,5
	К 500-240-4		
ПВД 8	6.13	346	101,7
ПВД7	4,20	287	157,6
ПВД6	1,87	446	88,5
Турбопривод	1,19	383	97,7
Деаэратор	1.19	383	19 +13,7
ПНД4	0,47	267	50
ПНДЗ	0,26	203	60.4
ПНДЗ	0,107	122	73,8
ПНД1	0,019	58,5	50,6
	К-800-240-5		
ПВД8	6,05	343	175
11ВД7	3,78	286	211
ПВД 6	1,64	422	107
Турбопривод Деаэратор	1.64	422	127
	1,08	385	5 +15,2
ПНД4	0,59	311	91
ПНДЗ	0,28	231	87,6
ПНД2	0,114	147	118,3
ПНД1	0,020	60	87.6
ПВД оборудована групповым защитным устройством, которое
ее отключает по питательной воде путем закрытия впускного
клапана и перепуска воды помимо ПВД.
Параметры отборов пара из турбины на подогрева гели
системы регенерации-при номинальном режиме работы даны
в табл. 2.1.
Турбоустановка с турбиной К-500-240-4. Тепловая схема аналогична схиме
турбоустановки К-800-240-5, но ПВД выполнены в одну нитку и по н ому
несколько перегружены. Как следствие, исключен охладитель пара в ПВД7
в целях увеличения поверхности зоны конденсации. Подогреватели ин «кого
давления ПНД1 и ПНД2 однотипны, ПНДЗ и ПНД4 имеют умсньпи иную
поверхность по сравнению с турбоустановкой 800 МВт Турбоприподы пи-
тательных насосов унифицированы, но при меньшей нх мощности n vi niiiOBjre
28
500 М Вт подключение производится к четвертому отбору (в установке
800 МВт—к третьему отбору), что повышает КПД собственно турбопривода
и цикла турбоустановки
Турбоустановка с турбиной К-300-240-3. По сравнению с установками
800 МВт схема имеет следующие отличия
подогреватель ПНД1 выполнен поверхностным, для того чтобы исключить
одну ступень конденсатных насосов (в турбине относительно меньшей
мощности это более обоснованно, установка дополнительных насосов
с резервированием);
привод питательного насоса—турбина с противодавлением, с достаточ-
ными осиованиями считается, что в турбине мощностью 300 МВт, тем более
на сверхкритическое давление, турбинный привод питательных насосов более
предпочтителен, чем электрический. При относительно небольшой мощности
(примерно 10 МВт при номинальном режиме) КПД конденсационного тур-
бопривода был бы значительно иже противодавленческого, а конструкция
намного сложнее.
При противодавленческом турборриводе необходима установка пускоре-
юрвных насосов, но исключается конденсатор приводной турбины
2.3 ОСОБЕННОСТИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТЕПЛОВЫХ СХЕМ МОЩНЫХ
ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
Как видно из рис 2.1—2.3, принципиальные схемы ряда
турбин СКД одинаковы: ЗПВД+Д + 4ПНД Достаточно близки
и внутренние схемы подогревателей. Косвенным признаком
оптимальности схем установок СКД объединения является их
близость или совпадение со схемами отечественных заводов
(ХТЗ) или зарубежных фирм; если число ступеней подогрева
в зарубежных схемах меньше на одну, то это для турбин
с докритическим давлением.
В последнее время выдвигаются предложения по упрощению
тепловых схем в целях снижения металлоемкости. Но умень-
шение числа ступеней регенеративного подогрева не уменьшает
суммарную поверхность теплообменников. Хотя число ап-
паратов может быть уменьшено, но при фиксированном
подогреве питательной воды масса металла теплообменников
и общие затраты на реализацию сокращенной и развитой
систем регенерации отличаются н ачительно, а экономич-
ность снижается.
В установках большой мощности усложняется выполнение
регенеративных подогревателей больших габаритов и обес-
печение их надежности в эксплуатации Поэтому может’ стать
неизбежным выполнение теплообменника одной ступени по-
догрева в нескольких корпусах. В таких случаях рациональной
может оказаться организация двух ступеней подогрева с ис-
пользованием того же количества корпусов
В турбинах большой мощности возможности развития
схемы регенерации и выполнения необходимого числа отборов
29
ограничены Величина отборов и следовательно, размеры
патрубков и трубопроводов возрастают примерно пропорци-
онально мощности, тогда как размеры корпусов цилиндров
турбины меняются относительно мало. Это затрудняет вывод
отборов пара, и, для того чтобы не уменьшать число ступеней
подогрева и не снижать экономичность, в турбине мощностью
1200 МВт, пришлось чередовать отборы из цилиндров низкого
давления.
Отказ от какого-либо отбора в установках связан с заметной
потерей экономичности и должен быть обоснован.
В каждой ступени подогрева питательная вода подогревается
примерно на 30, в ПНД2 на 40, в ПНД7 примерно на 50е С.
Относительно меньший подогрев, примерно на 20° С, в ПНД1
По-видимому, именно это вызвало отдельные предложения
исключить подогреватель ПНД1 из схемы. Тем не менее его
включение целесообразно по ряду соображений При наличии
этого отбора обеспечивается удаление части крупнодисперсной
влаги перед последней ступенью Наблюдения за состоянием
последних ступеней турбины К-300-240 не показали существен-
ного различия в эрозионном износе последней ступени потока
низкого давления в ЦСД, перед которой нег отбора на
ПНД1, и последними ступенями ПНД, перед которыми отбор
производится, но от бор улучшает структуру потока перед
решеткой диафрагмы последней ступени на участке наиболь-
шего меридионального раскрытия проточной части и уже
поэтому оправдан. Кроме того, при отказе от ПНД1 в 1,5—
2 раза (в зависимости от температуры охлаждающей воды)
потребовалось бы увеличить отбор на ПНД2—наиболее на-
груженный отбор Параметры отбора на ПНД2 соответствуют
первой ступени подогрева сетевой воды и другим схемам
отборов для различных целей, и перегрузка его нежелательна
или недопустима по условиям обеспечения надежности рабочих
лопаток.
Из восьми ступеней подогрева установок СКД параметры
включения части подогревателей в схеме определяются общими
требованиями к турбоустановке, конструкцией котла и турбины.
Так, например, параметры первого отбора на ПВД8 определя-
ются заданием температуры питательной воды, подаваемой
в котел; для ПВД7—требуемым давлением промежуточного
перегрева в котле, ПВДЗ — «естественным» включением отбора
на перепуске пара из ЦСД в ЦНД; отбор на деаэратор
характеризуется заданием давления в нем; отборы на ПНД1
и ПНД2 обоснованы выше
Таким образом, упрощение схемы могло бы быть осущест-
влено только за счет исключения ПВД6 и ПНД4. Совместная
эффективность этих двух ступеней подогрева составляет 0,75%
(55 кДж/(кВт  ч) от удельного расхода теплоты турбоустановки
30
и примерно одинакова для каждой отдельной ступени: 0,4%
(30 кДж/(кВт • ч) для ПНД4; 0,45% (35 кДж/(кВтч) для ПВД6.
Эффективность ПВД6 определяется еще и тем, что он
оборудован усовершенствованной схемой использования теп-
лоты перегрева пара отбора, а ПНД4 вытесняет отбор на
деаэратор с повышенным дросселированием пара.
Приведенные данные характеризуют эффективность регене-
ративных подогревателей и могут использоваться для оценки
потерь при выходе из строя аппарата. Тем не менее известны
рекомендации ряда исследовательских работ по сокращению
числа подогревателей, например, до шести или семи при-
низких ценах топлива. Представляется, что это результат
упрощенного рассмотрения условных схем, хотя и в эт
работах нет явных выводов в пользу упрощенных схем.
Таким образом, структурная схема турбоустановок СКД
исходя из современных представлений является наиболее оп-
тимальной. При одинаковой структуре схемы установок от-
личаются внутренней схемой регенеративных подогревателей,
которая за время выпуска турбин СКД подверглась некоторым
видоизменениям. Наиболее существенными являются переход
к смешивающим подогревателям в зоне вакуумных отборов.
Упрощены схемы использования теплоты перегрева пара
отбора, различные в турбинах ЛМЗ и ХТЗ, деаэратор с посто-
янным давлением переведен на многих электростанциях в ре-
жим работы при скользящем давлении, проработаны и находят-
ся в опытной эксплуатации бездеаэраторные схемы.
Охлади! ели конденсата отборного пара предусмотрены
в каждом ПВД, но эффективен по существу только охладизель
в ПВД7. При расчетных разностях температур ввод его
в схему повышает экономичность на 0,25% (19 кДж/(кВт-ч),
тогда как охладители всех ПВД дают прирост экономичности
лишь несколько более 0,3% (22 кДж/(кВт • ч). Охлаждение
конденсата отбора необходимо для устойчивой работы регу-
ляторов уровня подогревателей, но для ПВД8 и ПВД6
возможно перераспределение поверхностей между зонами те-
плообмена.
Целесообразно развить поверхность зоны конденсации за
счет зоны охлаждения конденсата, уменьшив тем самым
недогрев питательной воды до температуры насыщения
в ПВД8, наиболее влияющей на удельный расход теплоты
турбоустановки.
2.4. ПРЕИМУЩЕСТВА СТУПЕНЧАТОЙ КОНДЕНСАЦИИ
Из новых схемных решений, используемых в последние
годы, следует выделить секционирование конденсационных
устройств в гурбоустановках СКД мощностью 500 и 800 МВт
31
(см. рис. 2.1 и 2.2). При незначительных затратах и усложнении
конструкции конденсатора заметно повышается экономичность
установок. При последовательном пропуске охлаждающей воды
секции с разным давлением образуются корпусами конден-
сационного устройства при поперечном расположении конден-
саторов или водяными камерами в продольно расположенном
конденсаторе. Единственным конструктивным усложнением яв-
ляется устройство для перелива конденсата отработавшего
пара из «холодной» секции (первой по ходу охлаждающей
воды) в «горячую».
Разделение конденсатора на секции (в пределе по числу
выхлопов) обеспечивает повышение экономичности, которое
определяется, в частности, подогревом всего конденсата от-
работавшего пара до температуры конденсата в секции с на-
ибольшим давлением и соответствующим вытеснением части
отбора пара в подогреватель ПНД1
На этот положительный при всех условиях эффект накладывается влияние
последней ступени, в зависимости от характеристик которой эффект ступен-
чатой конденсации может увеличиваться или уменьшаться. Например, в двух-
ступенчатом конденсаторе давление в первой секции ниже, а во второй выше
давления в несекционированиом конденсаторе, поэтому средний (точнее,
средневзвешенный, так как расходы пара потоков ЧНД и через последние
ступени в общем случае могут быть не одинаковыми) КПД может оказаться
выше или ниже КПД последних ступеней турбины с несекционированным
конденсатором. Все эти составляющие достаточно точно учитываются деталь-
ным расчетом Тепловые потоки и их баланс рассчитываются с высокой
точностью на ЭВМ, а КПД последней ступени с рабочей лопаткой длиной
960 мм достоверен со степенью точности многочисленных к настоящему
времени модельных и натурных исследований
Эффективность ступенчатой конденсации показана на рнс 2.4. При низких
температурах охлаждающей воды одноступенчатая и многоступенчатая схемы
равноэкономичны, но при повышенных и высоких температурах, а также
при уменьшении ее расхода выигрыш в экономичности турбоустаиовки
достигает 0,5%. Общий вывод из этих результатов: ступенчатая конденсация
в турбоустановках СКД обеспечивает повышение экономичности, причем
выигрыш возрастает с ухудшением условий охлаждения. Для современных
и тем более перспективных энергоблоков характерно оборотное водоснабжение,
и в том числе наиболее дорогостоящее, с помощью градирен В настоящее
время несмотря на прогнозы, ограничения по расходу охлаждающей воды
Рис 2.4. Выигрыш в мощности тур-
боагрегата при многоступенчатой кон-
денсации по сравнению с одноступен-
чатой в зависимости от температуры
охлаждающей воды и кратности охла-
ждения
1—конденсатор разделен на две секции,
2—конденсаюр разделен на три секции
(сплошная линия—иг=50 штриховая —
иг=40)
32
для электростанций пока еще крайне редки, во всяком случае на стадии
проектирования. Тем не менее такой период раньше или позже наступит,
и то, что эффект ступенчатой конденсации возрастает с ухудшением условий
охлаждения, сделает обязательным ее применение.
Объединение и сейчас применяет двухступенчатую конденсацию во всех
новых турбоустановках. Незначительность затрат и небольшое увеличение
расхода металла делают ступенчатую конденсацию рациональной при всех
условиях с учетом сезонного графика температур охлаждающей воды.
С уменьшением нагрузки турбины преимущество ступенчатой конденсации
проявляется при более низких температурах.
Секционирование конденсаторов представляет возможности для конструк-
тивного совершенствования оборудования турбинной установки.
Во-первых, возможно усовершенствование самого конденсационного
устройства. Стоимость водоснабжения постоянно увеличивается, н, главное,
ограничения по природным условиям могут привести к тому, что обычная для
прошлых лет и в настоящее время кратность охлаждения тп=50—40 уменьшит-
ся в 2 раза. Для обеспечения оптимальной скорости охлаждающей воды
в трубках конденсатора должна будет также почти вдвое уменьшена поверх-
ность теплообмена. Соответственно ухудшился бы я вакуум. Последовательный
пропуск воды через корпуса конденсационного устройства, по сравнению
v параллельным, позволит сохранить или увеличить поверхность конденсатора
при значительном (в несколько процентов) выигрыше в экономичности.
Во-вторых, и такие проекты турбоагрегатов уже выполнены в объединении,
секционирование конденсатора позволяет применить в турбине различные
размеры выхлопов: в секции с пониженным даалением использовать рабочую
лопатку последней ступени длиной 960 мм, а в потоках ЦНД с выходом
rwpa в секции с повышенным давлением—лопатку длиной 755 мм. Уменьшение
площади выхода пара во вторую секцию соответствует умсньпенитр объемного
расхода пара.
2.5 УСОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ РЕЖИМОВ РАБОТЫ ТУРБОУСТАНОВОК
Турбины серии СКД предполагались и проектировались как агрегаты
для базовых нагрузок. Структура генерирующих мощностей энергосистем 60-х
юдов позволяла рассчитывать на то, что наиболее мощные и экономичные
итергоблоки СКД не будут привлекаться к регулированию электрических
нагрузок. К настоящему времени проблемы, связанные с покрытием рез-
копеременного графика нагрузки энергосистем, стали наиболее важными
и сложными в теплоэнергетике. Увеличение доли мощности АЭС и ТЭЦ,
режимы гидростанций сделали необходимым использование мощных конден-
сационных блоков, в том числе СКД, в качестве маневренного оборудования
Разного типа специальные пиковые установки не имеют и, по-видимому, не
будут иметь большого значения в решении этой проблемы.
Любая новейшая и наиболее экономичная турбина, во всяком случае
в блоке на органическом топливе, будет со временем терять свое значение
базовой по сравнению с более новой и совершенной и должна будет
участвовать в регулировании нагрузок системы.
3 Заказ 1948	33
Кроме того, конструктивные решения используемые в целях повышения
маневренности, в большинстве случаев могут найти применение как в кон-
струкции маневренной, так и «базовой» турбины
Но основное решение проблемы маневренности объединение видит не
только в использовании специальных конструктивных мероприятий но и в обес
печении режимов, расширяющих регулировочный диапазон энергоблоков
с сохранением достаточно высокого уровня экономичности.
Электростанциям предложены следующие режимы
увеличения максимальной мощности при номинальной тепловой схеме
установки;
скользящего начального давления при сниженных нагрузках,
перегрузки за счет отключения ПВД
Из указанных режимов используются только режимы скользящего началь-
ного давления, которые уже более 10 лет стали штатными на электростанциях
с энергоблоками 300 МВт с газомазутными котлами.
На блоках 800 МВт выполнен рад работ по внедрению этих режимов
В 1973 г ПО ЛМЗ выпущены рекомендации и инструкция по переводу
турбин К-300-240 на режим работы со скользящий начальным давлением
В режимы работы внесено существенное усовершенствование, предусмат-
ривающее вместо традиционного «скольжения» при полном открытии всех
регулирующих клапанов, снижение давления в зависимости от нагрузки при
части полностью открытых клапанов В более общем виде, для каждого
режима определяются оптимальное число и степень открытия регулирующих
клапанов, а также давление пара перед турбиной.
Модификация режимов при скользящем начальном давлении, получившая
название «комбинированного» регулирования, может быть определена точнее
как оптимизированное регулирование Оптимизация выполняется по резуль-
татам расчетов регулирующей ступени и тепловой схемы Достоверность
результатов обоснована тем, что расчет баланса схемы учитывает все
взаимосвязанные изменения в сравнении режимов скользящего, или, точнее,
переменного начального давления p0 = var с постоянным р0 = const а изменения
КПД регулирующей ступени были исследованы при испытаниях турбин на
электростанции
Эксплуатация энергоблоков в режимах p0 = var показала, что строгое
выполнение рекомендованной оптимальной программы регулирования не
может .быть осуществлено из-за ряда ограничений по режимам работы котла
и вспомогательного оборудования Достаточно общими для всех блоков
300 МВт явились- снижение надежности гидродинамики котла, ограничения
по нижнему пределу частоты вращения турбопривода питательного насоса,
ограничения по перепаду давлений на регулятор питания котла.
Из-за указанных ограничений вынужденно повышались давление нагнетания
турбонасосного агрегата, давление в котле и соответственно давление пара
перед турбиной. Это приводило к дополнительному дросселированию в ре-
гулирующих клапанах для устранения которого была выполнена реконструкция
системы парораспределения.
Чтобы при повышении давления свежего пара исключить или уменьшить
потери от нешх.п i • открытия регулирующих к .ланов, была уменьшена
34
площадь паровпуска— минимальная степень парциальностн еМШ1, кото-
рая выбирается по условиям надежности рабочих лопаток регулирую-
щей ступени и при проектировании турбины К-300-240 была выбра-
на соответствующей впуску пара через две сопловые коробки с числом
ншл no z=16 в каждой. Напряжения в лопатках достигают максималь-
ных значений при емин и полностью открытых соответствующих ре-
йдирующих клапанах Многолетний опыт эксплуатации турбин свидетель-
11 вует о высокой надежности облопачивания регулирующей ступени и
дал возможность повысить уровень напряжений в лопатках регулирую-
щей ступени Вместо минимальной парциальное™, соответствующей
2=32, был проработан и испытан вариант парораспределения с открытием
первыми двух клапанов при числе сопл в сегментах z=16+8, при кс-
1ором максимальные напряжения в лопатках возросли более чем в 1,5
pjui При этом существенно (на 10%) возрос КПД регулирующей ступени
при нагрузках ниже 50%, наиболее характерных для режимов ночных
провалов потребления электроэнергии Расчеты были выполнены с исполь-
юнанием результатов исследований модели регулирующей ступени Непосред-
ственные измерения КПД ступени на электростанции недостоверны, если
вообще возможны Но изменение КПД ступени при переходе от режима
работы при z=32 к z=24 можно определить в «парных» опытах по
изменению температуры пара за ЦВД, увеличение КПД ЦВД составило
Ai]=3% Были учтены изменения протечек через штоки клапанов и сопостав-
лены режимы работы турбоустановки с парораспределением до и после
реконструкции с использованием данных стендовых испытаний турбопитатель-
ипго насоса.
Режимные карты эксплуатации были составлены для условия
/’омш1= 16 МПа В действительности давление пара перед стопорными клапа-
нами поддерживалось равным рОмин=19МПа, для чего и реконструирована
(Яустема парораспределения Сравнение экономичности конструкций парорас-
пределения прн р()МИ1,-19 МПа дано на рис 2 5.
После реконструкции два сегмента с числом сопл 16 и 8, клапаны
которых открываются первыми, обеспечивают режимы с расходами пара до
520 т/ч (нагрузка менее 180 МВт без дополнительных отборов пара) В этом
диапазоне нагрузок снижение удельного расхода теплоты составляет 0,25—
1.65%
Если на электростанции удастся реализовать режимы при рОмин = 12 МПа,
 о возможно получить выигрыш в экономичности до 2,5% при нагрузках
менее 100 МВт.
До реконструкции парораспределения выигрыш от применения переменного
начального давления по сравнению с режимами при p0=const составлял
2 2 2%. После реконструкции экономичность режимов глубоких разгрузок
и периоды ночных провалов нагрузок повышена на 4,5%.
Этот сам по себе значительный результат имеет и другое толкование:
I понижением нагрузки до эксплуатационного минимума (вплоть до 30%)
жономичность уменьшается на менее чем 3% (вместо 7,5% при постоянном
давлении свежего пара), при разгружении до 40% — около 1% Таким образом,
раз1рузка энергоблока ие приводит к значительным пережогам топлива, не
35
Рис. 2.5. Зависимость удельного расхода теплоты днет от расхода пара для
различных программ регулирования и конструктивного выполнения соплового
аппарата регулирующей ступени:
1—р0=23,5 МПа=const, до реконструкции; 2—=23,5 МПа, после реконструкции,
3—рОмин=18,6 МПа, после реконструкции; 4—рОмик= 18,6 МПа, до реконструкции; 5—
ромк«= 11,8 МПа, после реконструкции
снижаются надежность и маневренность турбины, так как температурный
режим зоны паровпуска изменяется незначительно.
Аналогичные результаты достигнуты в турбине типа К-800-240. Турбина
относится к классу, для которого по условиям надежности считалось
возможным использование только дроссельного парораспределения. Ко време-
ни создания турбины К-800-240-1 зарубежных турбин такой мощности
с сопловым парораспределением ие было. Тем не менее в предвидении
эксплуатации блока в переменных режимах объединением была разработана
усиленная конструкция регулирующей ступени и допускалась работа при трех
из четырех полностью открытых регулирующих клапанов. Хотя и~относительно
высокая, минимальная степень парциальности емин=0,67 существенно улучшала
эксплуатационные характеристики при частичных режимах. В турбине любой
мощности чрезвычайно желательно иметь регулирующий клапан, пусть даже
относительно небольшой пропускной способности, для улучшения приемистости
(подхвата мощности), особенно в режимах работы при скользящем начальном
давлении.
Опыт эксплуатации и дополнительные конструктивные усовершенствования
рабочих лопаток регулирующей ступени позволили уменьшить емин до значения,
соответствующего открытию двух клапанов.
На рис. 2.6 представлена оптимальная программа работы парораспределе-
ния турбины К-800-240, а эффективность режимов сопоставлена на рис. 2.7-
Повышение экономичности достигает 5% по сравнению с первоначальным
вариантом парораспределения при ро— const, и экономичность режимов
глубоких разгрузок достигает экономичности номинального режима.
36
1*ис. 2 6 Оптимальная программа ра-
боты парораспределения турбины К-
800-240:
/ 2—11,8 МПа, частично открыты
диа клапана; 2—3—p0=var, полностью
о । крыты два клапана,' 4—5—po==var, пол-
ностью открыты три клапана;
5—6—р0=23,5 МПа—const
Рис. 2.7. Сравнение экономичности
программ регулирования мо ости
турбины К-800-240:
1—р0—const, одновременно открывается не
меньше трех клапанов; 2—р0—const, од-
новременно открывается не меньше двух
клапанов; 3—p0=vai при трех полностью
открытых клапанах; 4—p0=var при двух
полностью открытых клапанах
Объединение продолжает работы по совершенствованию систем паро-
распределения турбин, в том числе для энергоблоков, работающих
па низкосортном топливе. Пока для таких блоков не освоены режимы
переменного начального давления Но и для режимов с постоянным давле-
нием свежего пара возможно повышение экономичности за счет ввода
и систему парораспределения регулирующего клапана многократного дейст-
вия, через который подается пар в сегмент с уменьшенным числом сопл.
Разработано устройство, позволяющее периодически открывать и закры-
вать этот клапан и увеличить число комбинаций, соответствующих пол-
ному открытию клапанов, с трех до пяти; это делает пологой зависимость
ilrit=/(Gj, повышает экономичность в диапазоне нагрузок от 100% до
соответствующей емии = 50—60%. Ниже этой нагрузки остаются неизбежными
режимы при р0=\аг, в настоящее время освоенные только на энергоблоках
с газомазутными котлами.
Для многих современных ТЭС характерными являются режимы мак-
симальной нагрузки в дневное и вечернее время и глубоких разгрузок
в ночное при непродолжительных переходных режимах. Повышение экономич-
ности режимов низких нагрузок делает их технически и экономически
приемлемыми.
Электростанция в зависимости от типового для нее графика нагрузок
н возможностей оборудования может выбрать оптимальную программу
регулирования и вариант парораспределения с открытием первыми двук
клапанов с числом сопл в сегментах сопловых коробок, например в турбине
К 300-240, z=I6+8 или z=16+16.
Расширение верхней границы диапазона нагрузок в первую очередь
возможно за счет повышения максимальной мощности турбоагрегата. На
Лукомльской ГРЭС, чрезвычайно активно и инициативно работающей над
совершенствованием показателей оборудования, внедрен комплекс меропри-
ятий, совместно с объединением ЛМЗ, ЛПЭО «Электросила», ПО ТКЗ
37
Рис 2 8. Изменение экономич-
ности турбины К 300-240 в ре-
гулирогючн. м диапазоне
и Южтехэнерго, позволивших повысить номинальную электрическую яагрузк)
на 8—10% (до 330 МВт).
Для этого была повышена пропускная способность сегментов сопл
увеличением числа каналов группы ступеней ЦВД и первой ступени ЦСД,
допустимым разворотом выходных кромок сопловых лопаток диафрагм Этот
результат может быть распространен на другие блоки 300 МВт с турбинами
ЛМЗ, но важно помнить, что экономичность режимов при низких нагрузках
снижается и электростанция должна определить имум с учетом фактического
графика нагрузок
Радикальным средством получения пиковой мощности и расширения
регулировочного диапазона является, по нашему мнению, отключение ПВД
Объединение всегда предусматривает в конструкциях турбин возможность их
перегрузки При проектировании ЦНД турбин 300, 1200 и 1000 МВт (для
АЭС) учтены требования их последующей перегрузки примерно в 1.5 раза
для создания серии турбин на базе унифицированного ЦНД или перегрузки
различными способами
Среди энергоблоков наиболее подготовлены для перегрузки отключением
ПВД блоки 300 МВт Возможности увеличения максимальной мощности до
360 МВт были определены и проверены экспериментально Только недостаточ-
ная мощность тягодутьевых машин котла не позволила получить возможную
перегрузку Примечательно, что значительно более сложные для разработки
и осуществления методы перегрузки продолжают прорабатываться научными
организациями, некоторые из них доведены до стадий технических и даже
рабочих проектов. Для осуществления отключения ПВД проработаны прак-
тически все компоненты, доработка по отдельным узлам энергоблока не
потребовала бы значительных затрат и сроков, отсутствуют довода против
применения этого способа, который тем не менее до настоящею времени
не реализован ни одной электростанцией
В масштабах значительной суммарной установленной мощности блоков
300 МВт с турбинами ЛМЗ отключение ПВД позволит получить несколько
миллиомов киловатт пиковой мощности
Отключение ПВД в сочетании с оптимизированными программами ре-
гулирования придает блокам СКД качества высокоманевренного экономичного
блока (рис. 2 8) Отношение Амии/Ампксяв 0,3 для блоков 300 МВт, около 0,4
для блоков 800 МВт. При характерной для большинства энергосистем степени
неравномерности 0,6 в системах с суммарной мощностью блоков СКД,
достигающей 50% мощности системы, проблемы переменных нагрузок ре-
шались бы без привлечения специального энергооборудования для пиковых
нагрузок.
38
Г лава третья
ОБОРУДОВАНИЕ И КОМПОНОВКА ТУРБО УСТАНОВОК
31 ОСНОВНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТУРБОУСТАНО6ОК
Основой любой турбоустановки являются паровая турбина
(в комплекте с оборудованием систем автоматического регу-
лирования, управления и защиты, а в последнее время
и диагностики; систем смазки, уплотнений, парораспределения,
гидроподъема роторов, фундаментными рамами), электричес-
кий генератор с возбудителем и системами газоохлаждения
и уплотнения ротора маслом.
В состав турбоустановки помимо турбины и генерато-
ра входят конденсаторная группа с системами воздухоуда-
ления из конденсаторов, шариковой очистки трубок и цир-
куляционной (охлаждающей) воды; система регенеративно-
го подогрева питательной воды, включающая подогреватели
низкого и высокого давления, деаэраторную установку, кон-
денсатные и перекачивающие насосы, охладители пара и дре-
нажа, сливные баки, питательные насосы с турбинным
или электрическим приводом; система сброса пара в кон-
денсатор из котла и трубопроводов, трубопроводы с запорно-
регупирующей арматурой, система дренажей, площадки об-
служивания.
В табл. 3 I приведены основные характеристики турбо-
установок СКД ЛМЗ мощностью 300, 500, 800 МВт послед-
них модификаций, а в таблицах 3.2 и 3.3-—состав и неко-
торые технические характеристики оборудования этих турбо-
уСтановок.
Турбоустановки СКД ЛМЗ мощностью 300, 500 и 800 МВт
более ранних выпусков имеют ряд отличий от приведенных
здесь как по тепловой схеме, так и по составу оборудования.
В частности, например, в турбоустановках, выпускавшихся до
начала 80-х годов, все ПНД были поверхностного типа, тогда
как в последних модификациях турбоустановок в качестве
ПНД2 и (или) ПНД1 используются подогреватели смешива-
ющего типа, что позволило примерно на 0,5% поднять
экономичность турбоустановок. В последние годы начали
применяться трубопроводы, рассчитанные на срок службы до
200 тыс. ч, тогда как до этого все трубопроводы были
рассчитаны на 100 тыс ч эксплуатации. В связи с этим
изменился сортамент применяемых труб и других конструк-
тивных элементов трубопроводов
Так как изменения подобного рода производились и произ-
водятся систематически, постоянно, то в этой книге они не
рассма! риваются
39
Таблица 3.1 Технические характеристики турбоустановок СКД ЛМЗ
Параметр	К-300-240- 3	К-500-240- 4	К-800-240- 5
Тип турбины	Одновальная, конденсаци-		
	онная,	с однократным	
	промежуточным		псрегре-
	вом пара и нерегулиру-		
Мощность генератора, МВт:	емыми	отборам;	пара
максимальная	314	535	850
номинальная Параметры свежего пара перед стопорными клапанами ЦВД:	300	525	800
давление, МПа	23,5	23,5	23,5
температура, СС Параметры вторично перегретого пара перед клапанами ЦСД:	540	540	540
давление, МПа	3,66	3,48	3,43
температура, °C	540	540	540
Давление в конденсаторах, кПа	3,43	3,48	3,43
Расчетная температура охлаждающей воды, °C	12	12	12
Максимальная пропускная способность проточной части ЦВД, т/ч	975	1650	2650
Номинальный расход пара, т/ч	930	1650	2450
Количество отборов пара на регенеративные по- догреватели и прнводиые турбины питательных насосов	8	8	8
Температура питательной воды, °C	278	276	274
Расчетный удельный расход теплоты (брутто) на	7710	7626	7647
выработку электроэнергии при номинальных расходе пара через ЦВД и параметрах свежего пара без дополнительных отборов пара сверх регенерации, кДж/(кВтч) (ккал/(кВт ч))	(1840)	(1820)	(1825)
Высота отметки обслуживания, м	9	10,2	11,4
Высота подкрановых путей, м	\	19,1	21,1	21,3
Примечание К новка турбоагрегата в машзале—поперечная.
Таблица 3.2. Перечень основного комплектующего оборудования турбоуста-
новок СКД ЛМЗ
Оборудование	К-300-240-3	К-500-240-4	К-800-240-5
Турбина паровая Конденсатор Генератор Питательный насос Бустерный насос Питательный элек- тронасос Приводная турбина питательного насо- са Эжектор водоструй- ный основной	К-300-240-3 ЗООКЦС-3(4) ТВВ-320-2 ПН-1135-340 ПД-650-160 ПЭ-600-300-2 К-11-15/ЗП (ОР-12ПМ) ЭВ-7-1000	К-500-240-4 500КЦС-4 ТВВ-500-2ЕУЗ ГГГНА-950-340-11 ПД-1600-180-2а К-1 МОП (ОК-18ПУ-500) ЭВ-7-1000	К-800-240-5 800КЦС-5 ТВВ-800-2ЕУЗ ПН-1500-350 ПД-1600-180М К-17-15П (ОК-18ПУ-800) ЭВ-7-1000
40
Продолжение табл. 3.2
Оборудование	К-300-240-3	К-500-240-4	К-800-240-5
)жектор водоструй-	ЭВ-1-230	ЭВ-1-230	— ЭВ-1-230
ный пусковой н вспомогательный Насос эжекторной ус-	Д-2500-45	Д-3200-75	Д-3200-75
тановки Насос замкнутой си-	Д-1000-40	Д-2001-34	Д-5000-32
схемы газоохлаж- дення генератора Охладитель контура	ОВ-140М	ОВ-700-1	О В-7(10-1
газоохлажден ня Маслоохладитель си-	М-240' •	М-540	М-540
стемы смазки тур- бины Насос системы регу-	НВР-45-36	НВР-50-36/72	НВР-50-36/72
лирования Маслоохладитель си-	МОВ-3	МОВ-ЗМ	МОВ-ЗМ
стемы уплотнения генератора Маслонасосы	ЦНСМ 38-110	12КМ-15	12КМ-15
	ЦНСМ-38-176	12КМ-20	12КМ-20
Система регенератив- ного подогрева пи- тательной воды. охладитель пара	ПС-115	ПС-220-1	ПС-220-2
уплотнений Подогреватели низ- кого давления. ПНД № 1 (Пх)	ПН 550-26-2-IV нж	ПНСВ-2000-1	ПНСВ-2000-1
ПНД № 2 (П2)	ПНСВ-800-2	ПНСВ-2000-2	ПНСВ-2000-2
ПНД № 3 (П3)	ПН 550-26-7-П нж	ПН 1100-25-6-1	ПН 1900-32-6-П
ПНД № 4 (П4)	ПН 550-26-7-1 нж	ПН 850-25-6-1	ПН 1900-32-6-1
11ароохладитель	В-761	В27-450/450	В-768
Подогреватели высо- кого давления: ПВД № 6 (П6)	ПВ 1250-380-45	ПВ 1800-37-2,0	ПВ 1800-37-2
ПВД № 7 (П7)	НВ 1700-380-45	НВ 1800-37-4,5	ПВ 1800-37-4,5
ПВД № 8 (Па)	ПВ 1550-380-70	ПВ 1800-37-6,5	ПВ 1800-37-6,5
Охладитель конденса-	ОГ-35-16-14	О КГ-35-25-13	ОГ-35-16-14
та Конденсатный насос	Ксв-500-85	Ксв-1150-90	Ксв-1000-95
1 ступени Конденсатный насос	Ксв-500-150	Ксв-1250-45	Ксв-1000-95
II ступени Конденсатный насос		Ксв-1500-140	Ксв-1500-140'
Ш ступени Фильтр охлаждающей	ФС-400-1	ФС-600-0,6-3	ФС-600-1
воды Клапан сбросной	По чертежам	По чертежам	По чертежам
	ЛМЗ	ЛМЗ	ЛМЗ
Клапан предохрани-	КП 200/400	КП 200/400	
тельный Клапан-регулятор по-	6с-9-2	6с-9-2	6с-8-1
41
		Продолжение табл 32	
Оборудование	К-300-240-3	К 500-240-4	к 800-240-5
дачи пара иа упло- тнения Клапан-регулятор	КР-300	КР-500	КР-500
уровня в конден - торе Клапан регулирующий	Т-1366с	Т-141бсисп 03	
ПНД и ПВД Клапан регулирующий	Т-141бс				
пвд Клапаны обратные	КОСМ 600-1	КОС I000-1M6.3	КОС 1000-1М6,3
	КОС 250-IV	КОС 600-1IM10	КОС 800-IMI0
		КОС 600-1М63 КОСМ-600-1 КОС-400-ПМ40 КОСМ-350-1 КОС-250-1МЮ0	KOC-600-IM63 КОС600-2М10 КОС-400-ПМ400 кос-зоо-пмюо KOC-600-IV
Таблица 33 Основные характеристики питательных и бустерных насосов
и приводных турбин
Характеристика	К-300-240	К-500-240	к 800-240
Тип питательного на- соса	ПН-1135 340	ПТНА-950 340 П	пн-1500-350
Производительность, м3/ч Давление в напорном патрубке, МПа	1135	950	1500
	33,34	33,34	34,3
Давление на всасы- вающем патрубке, МПа	1,8	1,9	1,9
Температура пита- тельной воды, °C	165	165	165
Номинальная частота вращения ротора,	6000	5400	4700
Тип бустерного на- соса	ПД-650-150	ПД-1600-180-2а	ПД-1600 180М
Производительность, м3/ч	650	1000	1600
Давление в напорном патрубке, МПа	2,1	2,0	2,3
Давление во всасыва- ющем патрубке, МПа	0,7	0,7	0,7
Номинальная частота вращения ротора, мин 1		1910	1890
Тип приводной паро- вой турбины	Р 11-15/ЗП	К-11-10П	К-17-15П
Номинальная мощ- ность турбины, МВт	11,8	11,35	17,15
42
Продолжение табл. 3.3
Характеристика	К-300-240	К-500-240	К 800-240
Начальные парамет- ры пара			
давление, МПа	1,47	1,01	1,44
температура, °C	426	377	432
Давление отработав- шего пара, кПа	240	4,76	6,86
Расход пара, т/ч	108,5	53,23	72,7
Частота вращения ротора, мин ’	4990	4600	4665
3 2. КОМПОНОВКА ТУРБОУСТАНОВОК
Тип компоновки т^рбоустановок в машинном зале электростанции выбирается
исходя из условий обеспечения необходимой надежности эксплуатации электроствн-
ции и минимальных затрат на оборудование и капитальное строительство,
минимальной длины трубопроводов между оборудованием паротурбинной
и котельной установок, обеспечения рациональных условий монтажа и ремонта -
оборудования, предельной длины мостового подъемного крана необходимой
грузоподъемности, ограничивающей ширину пролета машинного зала
На основе этих соображений для турбоустановок К-300-240 выбрана
поперечная компоновка, при которой ось валопровода турбоагрегата расположе-
на поперек машинного зала Общая длина турбины—с генератором и возбудите-
лем составляет 37,4 м. Ширина пролета машинного зала — 45 м. Пол машинного
।	Граница ячейки
К	16 17
Граница ячейки
Рис 3 I Схема компоновки турбоустановки К-300-240 (план)
43
Рис 3.2. Схема компоновки турбоустановки К-800-240 (план)
зала расположен на отметке 0,6 м; площадка обслуживания турбины—на отметке
9,6 м (9 м над уровнем пола); пол конденсаторного приямка—на отметке —3,0 м.
План компоновки оборудования турбоустановки К-300-240 показан на рис. 3.1.
Турбоагрегат, состоящий из турбины /, генератора 2 н возбудителя
3 установлен на едином фундаменте так, что ЦВД турбины расположен со
стороны, примыкающей к деаэраторной этажерке, а генератор — со стороны
фасада главного корпуса ГРЭС
По обе стороны от переднего подшипника ЦВД турбины установлены
блоки 4 стопорных и регулирующих клапанов ЦВД, а в районе среднего
подшипника между ЦВД и ЦСД—стопорио-регулирующие клапаны 5 цилиндра
среднего давления.
Справа от турбоагрегата, если смотреть вдоль турбоагрегата со стороны
переднего подшипника ЦВД, вдоль деаэраторной этажерки установлены три
подогревателя высокого давления б. С этой же стороны турбины расположены
питательный насос с турбоприводом 7 и пускорезервный питательный
электронасос 9, подъемные насосы эжекторов 8, маслостанция 10 системы
регулирования и маслобак 12 системы смазки, маслоохладители II, основные
и резервные маслонасосы 13 системы смазки, водоструйные эжекторы 21 и 22.
Слева от турбоагрегата размещаются конденсатные насосы первой 14
и второй 16 ступеней, подогреватели низкого давления 15, сальниковый
подогреватель 19, газоохладители генератора 17, насосы подачи воды на
газоохладители 18, фильтры очистки охлаждающей воды 20
Компоновка турбоустановки К-800-240 показана иа рис. 3.2.
Одновальный турбоагрегат, состоящий из турбины 1, генератора 2 и воз-
будителя 3, расположен на общем фундаменте вдоль машинного зала.
44
С правой стороны турбоагрегата, если смотреть со стороны ЦВД,
размещены сетевые подогреватели 14, насосы охлаждающей воды маслоох-
ладителей 15, две группы подогревателей высокого давления 16, вакуумные
насосы 17, конденсатные насосы первой ступени 18, маслобак 19 системы
t мазки, маслоохладители 20, газоохладители 21, конденсационный бак 22,
насосы охлаждающей воды 23 газоохладителей, два питательных насоса
с гурбоприводами 24, конденсатные насосы 25 турбоприводов.
С левой от турбоагрегата стороны (ближе к фасаду главного корпуса)
размещены маслостанции 6 системы регулирования, подогреватели низкого
давления 7, конденсатные насосы второй 8 и третьей 10 ступеней, сальниковые
подогреватели 9 и 12, насосы II системы охлаждения статора генератора,
мдслонасосы 13.
По обе стороны от турбины расположены блоки стопорных н регулиру-
ющих клапанов 5 ЦВД, а также защитные и регулирующие клапаны 4 ЦСД.
В отличие от описанных здесь типовых схем компоновки турбоустановок
па отдельных электростанциях некоторые видь‘1 оборудования могут рас-
полагаться иначе
Сборочные и монтажные, а также ремонтные работы на турбоустановках
выполняются с помощью штатных мостовых кранов грузоподъемностью до
125 тс и козловыми кранами грузоподъемностью до 3—5 тс.
Компоновка турбоустановки К-500-240-4 аналогична компоновке турбо-
установки К-800-240-5 и здесь не рассматривается.
Турбины и генераторы мощностью 300, 500 и 800 МВт устанавливаются
ин сборно-монолитных железобетонных фундаментах рамного типа Фун-
даментные чугунные нли стальные сварные плиты турбины после установки
па верхнем поясе фундамента заливаются бетоном.
3.3 МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДЛЯ ТУРБИН СКД
Для изготовления паровых турбин и другого оборудования
I урбоустановок СКД применяются жаропрочные, нержавеющие
п конструкционные стали разных марок, сплавы на основе
меди, олова, никеля.
Ниже приводятся марки материалов, применяемых для
изготовления наиболее ответственных деталей паровых турбин
СКД ЛМЗ:
Деталь	Марка материала
Роторы
РВД...................... .....Р2МА
РСД..._________________ _____ Р2МА
РНД .....-...................35ХНЗМФАР (вал),
34XH3MA, 34ХН1МА (диски)
Рабочие лопатки-
ЦВД............................18X11МНФБ-Ш, 15Х11МФ-Ш,
20X13-Ш
ЦСД..........................18X11МНФБ-Ш, 20X13
ЦНД ......... .. ..... ...... 15Х11МФ-Н, 20X13
45
Бандажи рабочих лопаток	18X11МНФБ-Ш 15Х11МФ-Ш
Корпуса.
наружный ЦВД .	15Х1М1ФЛ
внутренний ЦВД ............. 15Х1М1ФЛ
наружный ЦСД .	15X1М1ФЛ
ЦНД . ..	ВСтЗГпс4
Коробки стопораых клапанов ЦВД . 15Х1М1ФЛ
Коробки регулирующих клапанов ЦВД 15Х11Ц1ФЛ
Диафрагмы
ЦВД .	.......... . 15Х1М1Ф, I2MX
ЦСД ...................... 12X1 МФ, 12МХ
ЦНД	чугун СЧЗО
Направляющие лопатки
ЦВД	18Х11МНФБ-Ш,	15X11 МФ
ЦСД, ЦНД ..	.... 18Х11МНФБ-Ш,	15Х11МФ,
12X13
Сопловой аппарат ЦВД	ЦСД	18Х11МНФБ-Ш
Крепеж ЦВД и ЦСД для работы
в зоне высоких температур . . . 20Х1М1Ф1ТР
Качество материалов, применяемых для изготовления де-
талей, подтверждается проверкой соответствия партий матери-
алов требованиям стандартов, техническим условиям и требова
ниям чертежей, сертификатами предприятий — изготовителей
металла и заготовок, а также контрольными испытаниями этих
материалов на ЛМЗ
Глава четвертая
ПРОТОЧНЫЕ ЧАСТИ И КОНСТРУКЦИЯ ТУРБИН
4 1 ЕДИНИЧНАЯ МОЩНОСТЬ ТУРБИН
Одним из основных факторов, определяющих возможность
создания турбины максимально возможной (предельной) еди-
ничной мощности, является суммарная площадь выхлопа,
и как ее составляющая —длина лопатки последней ступени
ЦНД.
В процессе проектирования и отработки последних ступеней
и ЦНД в целом был решен ряд важных и сложных проблем
динамической прочности облопачивания и газодинамики пото-
ка, предотвращения эрозии, оптимизации работы в требуемом
диапазоне режимов выхлопных патрубков
На основе этих работ был создан унифицированный ЦНД
с ра'\|Чий лопаткой последней ступени длиной 960 мм.
Используя унифицированный ЦНД, ЛМЗ разработал серию
। Урбин сверхкритических параметров пара номинальной мощ-
ностью 300, 525 и 800 МВт с соответствующим количеством
ЦНД полтора (три выхлопа), два и три
Эти турбины имеют промежуточный перегрев пара, а по-
юму— выделенные ЦСД и ЦВД. Последним модификациям
< Урбин указанной мощности присвоены наименования К-
100-240-3, К-500-240-4 и К-800-240-5. Количество отдельных
цилиндров соответственно три, четыре и пять.
Учитывая общепринятое мнение, что в настоящее время
максимальным количеством цилиндров в турбине является
ия1ь, достаточно высокая аэродинамическая нагрузка облопа-
•швания, применение ЦНД с лопаткой последней ступени
длиной 960 мм позволяли спроектировать одновальную тур-
пину мощностью не более 870— 900 МВт Максимальная
мощность турбины К-800-240-5 при отсутствии дополнительных
о । боров пара на общие нужды составляет 850 МВт
Дальнейшее увеличение единичной мощности одновальной
провой турбины для работы с глубоким вакуумом в конденсато-
ре, принятым в нашей стране, требует применения ЦНД
i большей площадью выхлопа, т. е. с большей длиной лопаток
последней ступени и большим наружным диаметром вала ротора.
В настоящее время ЛМЗ разработал и изготавливает для
работы в составе быстроходных турбин большей мощности
унифицированный цилиндр низкого давления с рабочей лопат-
кой последней ступени длиной 1200 мм На базе этого ЦНД
планируется создание турбины мощностью 850 МВт с двумя
ЦНД с возможностью работы при глубоком вакууме в кон-
денсаторе, а также новых типов паровых турбин мощностью
oi 300 до 550 МВт Изготавливается лопатка длиной 1200 мм
ня гитанового сплава. Модификацией этого цилиндра является
ЦНД, имеющий рабочие лопатки последней ступени длиной
1000 мм, изготавливаемые из высокопрочной стали.
Аналогично серии турбин, созданных на базе ЦНД с рабочей
цопаткой последней ступени длиной 960 мм, на базе ЦНД
< лопаткой длиной 1200 мм могут быть созданы одновальяые
быстроходные турбины мощностью 1300 — 1500 МВт
Применение титановых сплавов в качестве материала для
рабочих лопаток последних ступеней ЦНД исследуется на
JIM3 длительный период. В настоящее время наработка диска
i титановыми лопатками длиной 960 мм в составе турбин
। ипа К-300-240 достигла 200 тыс. ч Принципиально возможно
создание конструкции ЦНД для быстроходных турбин с ра-
бочими лопатками последней ступени и большей длины
(примерно 1400—1500 мм) Это позволит в дальнейшем по-
высить единичную мощность одновальных паровых турбин
пли сократить количестве применяемых в настоящее время
47
ЦНД при сохранении достигнутого уровня мощности и эко-
номичности.
Ниже приводится характеристика последних ступеней ЦНД
мощных турбин ЛМЗ:
Длина рабочей часты, мм		.. 960	960	1000	1200
Средний диаметр, мм 				2480	2480	2800	3000
Торцевая площадь, м2 . . ...	. 7,48	7,48	8,8	11,3 Титановый
Материал 					.. Сталь	Титановый	Сталь	
Масса лопатки с хвостови- ком, кг 		11.6	сплав 6,9	21,6	сплав 16,51
Максимальная окружная скорость, м/с					-...	.. 540	540	597	660
4.2 ЭКОНОМИЧНОСТЬ
На экономичности турбоустановки в первую очередь ска-
зываются используемые начальные параметры пара, наличие
или отсутствие промежуточного перегрева и его параметры,
совершенство лопаточного аппарата и проточных частей цилин-
дров в целом.
Начальные параметры пара и промежуточный перегрев.
Повышение начальных параметров пара является одним из
основных средств повышения экономичности турбоустановки
Так, переход с параметров 2,8 МПа и 400° С, применявшихся
до 1946 года, на 8,8 МПа и 500° С позволил повыси ть
экономичность турбоустановок на 17%, с 8,8 МПа и 500' С
на 8,8 МПа и 535° С—на 4,8%; с 8,8 МПа и 535° С на
12,7 МПа и 565/565° С на 10%, с 12,7 МПа и 565/565° С
на 23,5 МПа и 565/565° С- -на 4% по сравнению с предшест-
вующей ступенью параметров.
В последних двух случаях повышение начальных параметров
пара сопровождалось введением промежуточного перегрева
также из-за необходимости получения допустимой влажности
последней ступенью.
Вопрос о целесообразности дальнейшего повышения пара-
метров пара, например до 29,4— 34,3 МПа и 600 650° С
и введения двукратного промежуточного перегрева пара на
сегодня не имеет однозначного решения. С одной стороны,
это дает возможность увеличить экономичность энергоблоков
еще примерно на 5% (хотя и не столь значительно, как это
было при переходе с 8,8 МПа на 23,5 МПа с введением
однократного промперегрева пара). С другой стороны, переход
на такие параметры и двукратный промперегрев требует
применения сталей аустенитного класса, более дорогих и де-
фицитных, чем применяемые сейчас перлитные стали, приводит
к усложнению конструкции, условий эксплуатации энергобло-
ков, некоторому снижению их надежности.
48
В зарубежной энергетике в связи с повышением стоимости
ншлива в последние годы вновь начали обсуждать вопрос
о целесообразности сооружнения энергоблоков на 34,5 МПа
и 650° С, однако в практике зарубежной энергетики все более
укрепляется тенденция массового применения блоков на
16,7 МПа и 540е С с одним промперегревом как имеющих
наиболее высокий уровень надежности, высокую маневренность
и достаточно высокий среднегодовой уровень экономичности,
близкий к среднегодовой экономичности блоков на 21,6—
>4,5 МПа.
Таким образом, вопрос о повышении параметров пара
шерго блоков СКД требует дальнейшего детального анализа
всех аспектов этой проблемы —экономичности, надежности,
маневренности, качества и стоимости материалов, вида топ-
лива, затрат труда в отраслях народного хозяйства (металлур-
। ии, энергомашиностроении, энергетике, топливодобывающей
ит.д.), и на ближайшие 10—15 лет для серийных турбин
нельзя ожидать увеличения начальных параметров пара по
давлению более 23,5 МПа, по начальной температуре и тем-
пературе промежуточного перегрева более 540- 565" С.
Совершенствование лопаточного аппарата н проточной части.
Активный тип облопачивания является традиционным для
ЛМЗ. Уже в конце 50-х годов начинается создание, отработка,
применение наиболее совершенных аэродинамически отработан-
ных профилей с исключением из практики применения менее
совершенных. Потери в сопловых решетках доведены примерно
до 1,5- 2%, рабочих до 2 3,5% при малой чувствительности
к углу натекания потока пара.
Сопловые лопатки с Z)cp/Z<IO выполняются переменного
сечения с выдерживанием оптимального относительного шага
по высоте.
Использование отработанных профилей и закрутки повы-
сило КПД ЦВД и ЦСД. Большой объем работ проведен по
отработке проточной части ЦНД с лопатками 960, 1000
и 1200 мм, как на моделях, так и в натурных отсеках на
специальных стендах.
Сегодня можно сказать, что уровень газодинамической
отработки элементов проточных частей паровых турбин на-
столько высок, что ожидать сколько-нибудь существенного
повышения экономичности турбин путем их совершенствования
было бы неоправданным.
Основной резерв повышения экономичности проточных
частей лежит в улучшении согласования характеристик решеток
профилей на основе уточненного расчета пространственного
потока пара, совершенствования уплотнений внутри проточной
части и концевых уплотнений, повышения качества изготов-
ления деталей Некоторое повышение экономичности может
4 Заказ 1948	49
быть получено совершенствованием входных и выходных
патрубков цилиндров и улучшением организации отборов пара
Основным резервом повышения экономичности турбоуста
новок является совершенствование теплообменных аппаратов,
запорно-регулирующей арматуры, снижение сопротивления пром
перегревателя котла, трубопроводов и, конечно, повышение
уровня эксплуатации, который, как показывает опыт эксплу
атации однотипных турбоустановок на различных электростан-
циях, является существенным фактором повышения экономич-
ности турбоустановок в целом.
4.3.	КОНСТРУКЦИЯ ПРОТОЧНЫХ ЧАСТЕЙ ЦВД
Проточные части ЦВД турбин СКД мощностью 300, 500
и 800 МВт имеют традиционную для ЛМЗ петлевую конст-
рукцию. Проточная часть разделена на два потока. Пар
подводится в среднюю часть цилиндра и направляется в сто-
рону переднего подшипника через регулирующую ступень
и пять нерегулируемых ступеней, расположенных во внутреннем
корпусе. Затем поток поворачивается на 180е, направляется
по пространству мЬжду внутренним и наружным корпусами
и поступает в проточную часть, состоящую из шести ступеней.
Такая конструкция обеспечивает разгрузку ротора ЦВД от
осевого парового усилия без большого думмиса, уменьшает
протечку пара через переднее концевое уплотнение, улучшает
условия прогрева и повышает тем самым маневренность
турбины.
Высоты рабочих лопаток и корневые диаметры ступеней
ЦВД приведены в табл. 4.1.
Проточная часть ЦВД турбины К-800-240-5 представлена
на рис. 4.1.
Для обеспечения высокой экономичности проточных частей
для решеток использованы только аэродинамически отработан-
ные профили. Отработка выполнялась не только на плоских
и кольцевых решетках, но и на модельных ступенях и отс ах
в экспериментальных установках.
В связи с увеличенной мощностью ступеней проточной части
ЦВД турбин мощностью 800 МВт созданы и аэродинамически
отработаны усиленные профили направляющих лопаток. '
Во всех турбинах применено сопловое парораспределение,
в том числе и в турбине мощностью 800 МВт, несмотря на
то, что мощность ее регулирующей ступени достигла примерно
45 МВт. Это потребовало специальных конструктивных реше-
ний по обеспечению высокой надежности работы такой ступени.
Рабочие лопатки всех ступеней проточных частей ЦВД
имеют накладные бандажи. В последних модификациях турбин
применены высокоэффективные надбандажные уплотнения, со-
50
Таблица 4.1 Рабочие лопатки ступеней проточных частей ЦВД (мм)
	К-300-240-3		К-500-240-4		К-800-240-5	
	Длина	Корневой	Длина	Корневой	Длина	Корневой
	рабочей	етр	рабочей	диаметр	рабочей	диаметр
	части		части		части	
1	25	1075	40	1060	40	1060
2	47	810	64	836	94	836
3	50	810	70	836	104	836
4	54	810	78	836	114	836
5	58	810	86	836	124	836
6	64	810	94	836	134	836
7	62	865	96	836	146	836
8	68	865	108	836	156	836
9	75	865	122	836	172	836
10	79	865	134	836	180	836
11	88	865	146	836	188	836
12	104,5	865	156	836	206	836
поящие из удлиненных усиков на бандажах и надбандажных
вставок корытообразной формы, устанавливаемых в статорных
частях. Удлиненный усик на бандаже и охватывающие его
с перекрышей усики вставки образуют высокоэффективное
лабиринтовое уплотнение при сравнительно больших ради-
альных зазорах по усикам. Такая конструкция уплотнений
позволяет избежать задеваний при пусках и остановках турбин,
сохранить первоначально установленные зазоры и тем самым
обеспечить неизменную экономичность ступеней в процессе
нссплуатации. Кроме того, увеличенные радиальные зазоры
позволяют избежать низкочастотной вибрации роторов ЦВД,
повышая пороговую мощность.
Все вышеуказанные мероприятия позволили получить высо-
кий коэффициент полезного действия ЦВД, что подтверждается
неоднократными испытаниями на электростанциях.
Проточные части ЦВД перечисленных турбин имеют
отбор пара за девятой ступенью на регенеративный по-
догреватель ПВД8.
4.4.	КОНСТРУКЦИЯ ПРОТОЧНЫХ ЧАСТЕЙ ЦСД
Конструкция проточной части среднего давления турбины
мощностью 300 МВт—однопоточная, имеет 12 ступеней, со-
вмещена в одном цилиндре с одним потоком проточной
части низкого давления. Дальнейшее повышение мощности
одновальных турбин в связи с необходимостью пропуска
увеличенного количества пара потребовало разработки и при-
менения двухпоточных конструкций проточных частей.
Проточная часть ЦСД турбин мощностью 500 и 800 МВт
имеет два потока. В каждом потоке ЦСД турбины 500 МВт
51
Рис 4 1 Проточная часть ЦВД турбины
Таблица 4.2. Рабочие лопатки ступеней проточных частей ЦСД (мм)
Номер ступени	К-300-240-3		К-500-240-4		К-800-240-5	
	Длина рабочей части	Корневой диаметр	Длина рабочей части	Корневой диаметр	Длина рабочей части	Корневой диаметр
1	97	1057	90	1057	ПО	1175
2	115	1057	106	1057	130	1175
3	137	1057	122	1057	155	1175
4	155	1057	140	1057	164	1175
5	167	1055	167	1055	205	1174
6	195	1055	195	1055	220	1174
7	225	1055	225	1055	264	1174
8	252	1055	252	1055	315	1174
9	297	1055	297	1055	390	1174
10	334	1055	334	1055	—	—
Н	369	1054	369	1054	—	—
12	429	1054	—	1054	-	—
расположено по 12 ступеней, турбины 800 МВт—по девять
ступеней (табл. 4.2).
В облопачивании частей среднего давления также приме
йены высокоэффективные, аэродинамически отработанные про
фили. Типовые ступени проточных частей среднего давления
прошли аэродинамическую отработку в эксперимен ных
установках.
На рабочих лопатках всех ступеней, где по условиям
прочности допустимо применение накладных бандажей, уста-
новлены бандажи с усиками. Надбандажные уплотнения ана-
52
К Х00-240-5
птички надбандажным уплотнениям, примененным в ЦВД.
Рабочие лопатки в ступенях турбины 800 МВт имеют уплот-
нения у корня в виде горизонтальной площадки на промтеле
хвостовика рабочих лопаток и усика, вставленного в выступ
диафрагмы. В ступенях турбины 500 МВт по рекомендации
М ЭИ применена конструкция корневого уплотнения, обес-
печивающая направленный подсос диафрагменной утечки в при-
корневую зону потока.
Типовая ступень ЦСД турбины К-500-240-4 показана на
рис 4.2. Проточная часть ЦСД турбины К-800-240-5 показана
па рис. 4.3.
Для повышения экономичности проточных частей ЦСД
и ЦВД, имеющих цельнокованые роторы, в дисках роторов
выполняются разгрузочные отверстия с профилированным,
и соответствии с выполненными исследованиями, входным
участком.
Для уменьшения потерь во входных и выходных патрубках
в процессе разработки конструкции выполнена их аэродина-
мическая отработка.
Из проточных частей ЦСД организованы следующие
о । боры пара:
за третьей ступенью в турбине К-800-240-5—на питание
гурбопривода питательных насосов и регенеративный подо-
греватель ПВД6; в турбине К-500-240-4—только	регене-
ративный подогреватель ПВД6;
за четвертой ступенью в турбине К-300-240—на питание
|урбопривода питательного насоса и регенеративный подо-
1реватель ПВД6;
53
за пятой ступенью —на деаэратор в турбине К-800-240-5;
в турбине К-500-240-4 — на деаэратор и шплие турбоприводов
питательных насосов;
за шестой ступенью в турбине К-300-240-3 — на деаэратор;
на питание регенеративного подогревателя ПВД4 за седьмой
ступенью в турбине К-800-240-5 и за девятой ступенью
в турби К-100-240-3 и К-500-240-4.
4.5.	КОНСТРУКЦИЯ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ УНИФИЦИРОВАННОГО ЦНД
Проточная часть ЦНД—двухпоточная, имеет по пять
ступеней в каждом потоке. Высоты рабочих лопаток и их
корневые диаметры приведены в табл. 4.3.
Для повышения экономичности проточной части верхний
и нижний меридиональные обводы выполнены плавными.
Верхний обвод формируется наклонными поверхностями диа-
фрагм и косыми бандажами ступеней с первой по четвертую,
в тело которых вынесены демпферные проволочные связи.
54
I аблица 4.3 Рабочие лопатки ступеней проточной части нир
ЦНД турбин мощностью 300, 500 и 800 МВт (мм)
Номер ступени	Длина рабочей части (по горлу) решетки)	Корневой диаметр
1	249	1251
2	310	1301
3	414	1371
4	600	1455
5*	960	1520
* Ступень имеет две проволочные демпферные связи
Дополнительная отстройка облопачивания ступеней ЦНД по-
топила снизить количество демпферных связей, а вынос
верхних проволок за пределы проточной части привел к сущест-
венному уменьшению их количества в проточной части и по-
вышению экономичности.
В рабочих лопатках первых четырех ступеней демпферные
связи в проточной части отсутствуют, рабочие лопатки пятой
ступени имеют две демпферные связи в проточной части.
Над рабочими лопатками всех ступеней диафрагмы имеют
козырьки, в которых располагаются усики радиального над-
бандажного уплотнения. Верхний меридиональный обвод диа-
фрагмы и рабочих лопаток пятой ступени выполнены с воз-
можностью обеспечения осевого выхода потока.
Входной патрубок ЦНД турбины мощностью 300 МВт
имеет два входа. Более нагруженные патрубки ту, бин
Рис. 4.4. Проточная часть унифицированного ЦНД
55
мощностью 500 и 800 МВт имеют по четыре входа
Входной и выходной осерадиальные патрубки ЦНД прошли
аэродинам ескую отработку на экспериментальных уста
новках.
Проточная часть цилиндра низкого давления представлена
на рис. 4.4.
Из проточной части ЦНД за второй и четвертой ступе
ныо организованы отборы пара на регенеративные подогре
ватели ПНД1 и ПНД2. Организация отбора пара за чет
вертой ступенью способствует отводу капельной влаги из
проточной части, благоприятствует улучшению работы пя
той ступени.
Глава пятая
КОНСТРУКЦИЯ СТАТОРНЫХ УЗЛОВ
5.1. КОРПУСА ЦВД
Корпуса ЦВД паровых турбин мощностью 300, 500
и 800 МВт— стальные литые, однотипны по конструкции,
отличаются размерами и некоторыми элементами конст-
рукции, определяемыми количеством ступеней. Корпуса
ЦВД всех трех типов турбин двухстенные, т. е. имеют
наружный и внутренний корпуса, с поворотом потока
после первой гр пы ступеней, расп енной во вну-
треннем корпусе.
Двухстенная конструкция корпуса ЦВД позволяет раз-
грузить наружный корпус от давления свежего пара путем
понижения давления в ступенях внутреннего корпуса с 23,5
до 9,4 МПа, которое воздействует на переднюю часть наруж-
ного корпуса. Температура пара за первой груцпой ступеней
ЦВД около 330° С. Этот пар, омывая после поворота потока
внутренний корпус, охлаждает его и поступает во вторую
группу ступеней, расположенных в выходной части наружного
корпуса. Таким образом, конструкция ЦВД с поворотом
потока обеспечивает благоприятные условия работы как наруж-
ного, так и внутреннего корпуса, обеспечивая относительно
невысокий уровень пусковых термических напряжений в кор-
пусах и способствуя достаточно высокой маневренности турбин.
Наружный корпус ЦВД состоит из двух половин верхней
(крышки) и нижней, соединяемых фланцами. Свежий пар от
регулирующих клапанов подводится паровпускными трубами
к четырем входным патрубкам, расположенным в средней
части верхней и нижней половин наружного корпуса ЦВД
(рис. 5.1,а). Паровпускные трубы привариваются к входным
56
Рис. 5.1. Наружный корпус ЦВД.
а корпус, б- опирание лап корпуса на корпус подшипника; 1 опорная поверхность
корпуса подшипника; 2—прижимная скоба; 3—лапа, 4—фланец крышки корпуса
патрубкам верхней половины при сборке на заводе-изготови-
юле, нижней — при монтаже на электростанции. К выходным
патрубкам, патрубкам отборов пара, подвода и отсоса пара
из концевых уплотнений трубопроводы привариваются во
время монтажа турбины на электростанции. Для предотв-
ращения повреждений литых патрубков наружного корпуса
при сварке во время монтажа к ним в заводских условиях
приварены короткие отрезки труб из того же материала, что
и станционные трубопроводы.
Наружный корпус цилиндра опорными лапами (рис. 5.1, б),
являющимися продолжением фланцев горизонтального разъема
нижней половины корпуса, опирается на опорные площадки
корпусов переднего и среднего подшипников турбины. На
нижней поверхности опорных лап выполнены поперечные
шпоночные пазы, обеспечивающие поперечные тепловые рас-
ширения наружного корпуса от оси турбины и перемещение
вместе с корпусами подшипников вдоль оси турбины. Нижняя
половина корпуса зафиксирована от поперечных смещений
относительно оси турбины вертикальными шпонками, до-
пускающими радиальные вертикальные тепловые расширения
корпуса.
57
Рис. 5.2. Внутренний корпус ЦВД
Рис. 5.3 Узел соединения паровпуск
ных труб с сопловыми коробками
Фланцы горизонтального разъема ЦВД снабжены коробами
для их обогрева при пусках турбины.
На внутренней поверхности наружного корпуса выполнены
расточки для установки обойм диафрагм и уплотнений и пре
дусмотрены приливы и отверстия для крепления внутреннего
корпуса и установки шпонок, обеспечивающих взаимно направ-
ленные тепловые расширения корпусов.
Внутренний корпус ЦВД—стальной, литой, состоит из
двух половин- верхней и нижней, соединяемых фланцами
(рис. 5.2). В обеих половинах входной части внутреннего
цилиндра имеется по два патрубка, к которым приварены
сопловые коробки (рис 5.3). На наружной поверхности внут-
реннего цилиндра имеются приливы для его установки в наруж-
ном цилиндре и для шпоночных пазов, обеспечивающих его
направленные тепловые расширения.
На внутренней поверхности цилиндра имеются приливы
для установки шпонок, обеспечивающих направленные тепло-
вые расширения сопловых коробок, и расточки для установки
диафрагм первой группы ступеней и обоймы среднего уплот-
нения.
Для соединения паровпускных труб, приваренных к на-
ружному цилиндру, с сопловыми коробками, вваренными
во внутренний корпус, используется подвижное соединение
с поршневыми уплотняющими кольцами (см. рис. 5.3), обес-
печивающее возможность сборки ЦВД и свободные тепловые
расширения сопловых коробок, внутреннего и наружного
корпусов ЦВД.
Фланцы наружного и внутреннего корпусов соединяются
шпильками с колпачковыми гайками.
58
5 2. КОРПУСА ЦСД
Корпус ЦСД турбины К-300-240—стальной литой, одно-
11 снной конструкции, однопоточный, с входной сопловой
камерой (рис. 5.4) На внутренней поверхности цилиндра име-
ются кольцевые приливы, в которых выполнены расточки для
установки обойм диафрагм и обойм передних концевых
уплотнений. В передней части нижней половины корпуса по
обе стороны его имеется два патрубка для подвода в цилиндр
пара после промежуточного перегрева в котле, соединенных
с входной сопловой камерой.
В нижней половине корпуса расположены патрубки для
о । бора пара из цилиндра на систему регенерации, а также
для подвода и отсоса пара из передних концевых уплотнений
Рис. 5.4 Корпус ЦСД турбины К-300-240
59
На передней стенке нижней половины корпуса имеется прилив
для установки вертикальной шпонки, предотвращающей смеще-
ние цилиндра в поперечном направлении, но не препятствующей
свободному расширению корпуса в вертикальной плоскости.
Двумя лапами, представляющими собой единое целое
с фланцем горизонтального разъема передней части, нижняя
половина корпуса ЦСД опирается на корпус среднего подшип-
ника, расположенного между ЦВД и ЦСД. Лапы в нижней
части имеют поперечные пазы, в которые входят поперечные
шпонки, укрепленные на среднем подшипнике и обеспечива-
ющие свободное поперечное расширение корпуса ЦСД от-
носительно оси турбины и продольное (вдоль оси) расширение
за счет перемещения среднего подшипника в сторону ЦВД.
Задняя торцевая часть корпуса ЦСД имеет фланец вер-
тикального разъема, к которому своим передним фланцем
крепится литой стальной переходный патрубок между частями
среднего и низкого давления.
Переходный патрубок выполнен из двух половин—верхней
и нижней, имеет фланцы- горизонтального разъема. В нижней
половине переходного патрубка с обеих сторон имеются
патрубки, к которым присоединяются перепускные трубы, по
ним пар из ЦСД поступает в ЦНД. Внизу расположен
патрубок, который соединяется с трубопроводом отбо пара
на систему регенерации.
К заднему фланцу вертикального разъема переходного
патрубка присоединяется выхлопной патрубок части низкого
давления, в котором установлена обойма диафрагм одного
потока проточной части низкого давления.
Соединения фланцев ЦСД и присоединения к нему тру-
бопроводов аналогичны ЦВД. Перепускные трубы между ЦСД
и ЦНД имеют фланцевое присоединение.
Цилиндры среднего давления турбин К-500-240 и К-800-240
литые стальные двухпоточные. Они однотипны по конструкции
и отличаются лишь размерами и отдельными элементами
конструкции.
Двухпоточные корпуса ЦСД (рис. 5.5) выполнены двухстен-
пыми. Пар после промежуточного перегрева в котле подводится
к двум стопорным клапанам ЦСД, а от них—к двум
регулирующим клапанам, расположенным на входных патруб-
ках верхней половины наружного корпуса ЦСД, и к двум —
расположенным по обе стороны турбины. От боковых клапанов
к входным патрубкам нижней половины наружного корпуса
ЦСД пар подводится пароподводящими трубами, которые
привариваются к входным патрубкам. Крепление регулиру-
ющих клапанов к патрубкам верхней половины корпуса
фланцевое. Далее через входные патрубки внутреннего цилин-
дра пар поступает в кольцевую сопловую камеру и через
60
Рис 5 5. Корпус двухлоточного ЦСД (внутренний корпус установлен в наруж-
ном)
кольцевой сопловый аппарат— в проточную часть турбины.
('оединение входных патрубков наружного и внутреннего
цилиндров аналогично соединению сопловых коробок ЦВД
с входным патрубком наружного корпуса (см. рис. 5.3).
Наружный цилиндр двухпоточного ЦСД состоит из трех
частей—средней и двух выходных патрубков, для соединения
которых служат фланцы вертикальных разъемов. В средней
части наружного корпуса имеются приливы для установки
шпонок, центрирующих внутренний корпус в наружном, и для
крепления внутреннего корпуса, а также кольцевые приливы
с расточками для установки обойм диафрагм. В нижней
половине наружного корпуса расположены патрубки, к которым
привариваются трубопроводы отборов пара на систему реге-
нерации.
Выходные патрубки во внутренней полости имеют коль-
цевые дефлекторы выходного диффузора и вертикальные ребра,
разделяющие поток пара, выходящего из последних ступеней
ЦСД, и направляющие его к четырем выходным патрубкам
(но два с каждой стороны турбины—в верхней и нижней
половинах ЦСД). К фланцам выходных патрубков присо-
единяются перепускные трубы между ЦСД и ЦНД бокового
подвода.
В нижней части выходных патрубков имеются патрубки,
к которым присоединяются трубопроводы отсосов пара из
концевых уплотнений, а в верхней части (с торцов)—бобышки
61
Рис. 5 6 Наружный корпус ЦНД
для строповки верхней половины ЦСД. Выхлопные патрубки
имеют кольцевые приливы с расточками для установки обойм
концевых уплотнений.
Внутренний цилиндр среднего давления—литой стальной,
имеет по два входных патрубка в верхней и нижней половинах.
На внутренней его поверхности выполнены кольцевые приливы
для установки соплового (направляющего) аппарата первой
ступени и двух диафрагм.
5.3. КОРПУС ЦНД
Корпус ЦНД двухпоточный стальной, сварной конструкции
(рис. 5.6), состоит из трех частей—средней и двух выхлопных
патрубков.
В турбинах К-500-240-4 и К-800-240-5 применяется ЦНД
новой конструкции. Подвод пара из ЦСД в ЦНД осуществ-
ляется двумя боковыми перепускными трубами в нижнюю
половину средней части ЦНД с двух сторон. Перепускные
трубы проходят через отверстия средней части и присоединя-
ются к входной камере внутреннего цилиндра (рис. 5.7).
Уплотнение отверстий в средней части ЦНД осуществлено
внешним патрубком, имеющим линзовый компенсатор, кото-
62
I it. tit соединяется co средней частью
и перепускной грубой фланцами
Внутренний корпус—стальной,
пирной конструкции, имеет коль-
। н иые расточки для установки диа-
фрш м и камеру отбора пара за
m нрой ступенью. Отвод пара из
tot меры отбора осуществляется тру-
бой присоединяемой к ЦНД ана-
<|>*||1чпо перепускным трубам из
Ж Д в ЦНД.
Выхлопные патрубки фланцами
in р шкального разъема присоединя-
вши к средней части. В передней
ч и । и выхлопного патрубка имеется
кош-цевая расточка для установки
in к|»рагмы последней ступени ЦНД.
В передней торцевой стенке вы-
чионного патрубка выполнены от-
щриия, сообщающие пространство
между 4-й и 5-й ступенями с ка-
мерой отбора пара, отгороженной
in остального пространства вы-
чионного патрубка спло ли-
। юными перегородками.
М последней ступенью в вы-
ч юнном патрубке установлен коль-
Рис 5 7 Внутренний корпус
(обойма) ЦНД
и» пой осерадиальный диффузор, обеспечивающий существенное
। ннжение потерь в выхлопном патрубке по сравнению с пат-
рубками старой конструкции. В нижней части выхлопного
ши рубка установлены продольные листовые перегородки, раз-
it инющие поток пара, поступающий в конденсатор, и при-
ыю1цие выхлопному патрубку необходимую жесткость.
В задней торцевой стенке ЦНД выполнены расточки для
у* i.i новей обоймы концевых уплотнений.
В выемках нижних половин выхлопных патрубков установ-
шпы нижние половины корпусов подшипников ЦНД, об-
риующие с выхлопными патрубками единую конструкцию.
В верхних крышках выхлопных патрубков смонтированы
шнцитные срывные клапаны (по два на каждом выхлопном
на । рубке).
5.4. ДРУГИЕ СТАТОРНЫЕ УЗЛЫ
Обоймы диафрагм (рис. 5.8) представляют собой литые
конструкции, состоящие из двух половин—верхней и нижней,
соединяемых между собой фланцами горизонтального разъема
63
и скрепляемых шпильками. На периферийной части обоймы
диафрагм выполнен кольцевой выступ для установки в cooi-
ветствующей расточке корпуса цилиндра и резьбовые отверстия
для вворачивания рым-болтов.
На внутренней поверхности обоймы диафрагм выполнены
кольцевые расточки по числу устанавливаемых диафрагм.
Диафрагмы (рис. 5.9) ЦВД и ЦСД—стальные сварные,
ЦНД—литые чугунные
Решетка сопловых лопаток сварных диафрагм набирается в
стальных бандажных лентах (корневой и периферийной), после че-
го концы лопаток привариваются к бандажным лентам. Затем ре-
шетка лопаток собирается с ободом и телом диафрагмы и при-
варивается к ним. На периферийной части диафрагмы протачива-
ется кольцевой выступ, с помощью которого диафрагма устанав-
ливается в кольцевой паз обоймы или внутреннего цилиндра.
В теле диафрагмы имеется кольцевой паз, в который
устанавливаются сегменты уплотнений. Периферийная часть
диафрагмы со стороны выхода пара может иметь кольцевой
козырек для установки надбандажных уплотнений.
Литые диафрагмы по конструкции принципиально сходны
со сварными, отличие их в том, что концы направляющих
лопаток залиты в ободе и теле диафрагмы.
64
-*1
Верхняя и нижняя половины диафрагм устанавлива-
кнся в соответствующих частях обойм или внутренних ци-
линдров и крепятся к ним. Для точного совмещения верх-
ней и нижней половин в разъеме диафрагм устанавливают-
ся шпонки. Отдельные диафрагмы (например, последней сту-
пени ЦНД) устанавливаются непосредственно в расточ-
ках наружного корпуса цилиндра. Эти диафрагмы имеют
фланцы горизонтального разъема, которые стягиваются
шпильками.
Корпуса подшипников (кроме корпусов подшипников
ЦНД) —литые чугунные, устанавливаются на фундамент-
ных рамах и крепятся к ним специальными скобами (рис.
5.10, в), допускающими перемещение корпуса вдоль оси
! урбины. От поперечных смещений корпус подшипника
фиксируется продольной шпонкой, установленной на фун-
даментной раме. На торцевой стенке нижней половины кор-
пуса установлена вертикальная шпонка, совмещающая вер-
[икальные плоскости корпуса подшипника и цилиндра. На
боковых опорных площадках нижней половины корпуса, на
которые опираются лапы цилиндра, установлены поперечные
шпонки.
5 ЗЬказ 1948
65
Внутри корпуса имеется обойма с расточкой для уста-
новки вкладыша подшипника. Нижняя часть корпуса под-
шипника является емкостью, в которую попадает мас-
ло, вытекающее из вкладыша. В стенках корпуса выпол-
нены сверления, через которые поступает масло на смаз-
ку вкладышей подшипников и в резервный масляный бачок,
изготовленный за одно целое с крышкой корпуса подшипника.
Во внутренней полости корпуса имеются приливы для установ-
ки датчиков системы защиты и контроля за работой турбины.
Отверстия в торцевых стенках корпуса, предназначенные для
вала турбины, снабжены маслоуплотнительными кольцами.
Вкладыши подшипников имеют горизонтальный разъем,
их верхняя и нижняя половины стягиваются шпильками.
Вкладыши имеют баббитовую заливку опорных поверхностей.
В их теле выполнены отверстия, через которые подводится
масло на смазку подшипника. На рис. 5.11 в качестве примера
показан вкладыш опорно-упорного подшипника турбины К-
300-240.
Для проворачивания вала ротора турбоагрегата при
прогреве турбины перед ее пуском и при остывании после
ее остановки на крышке одного из подшипников ЦНД
устанавливают валоповоротное устройство (рис. 5.12), которое
может включаться и выключаться как автоматически, так
и вручную.
66

A-A
Рис. 5.12. Валоповоротяое устройство
(ВПУ)
67
Глава шестая
КОНСТРУКЦИЯ РОТОРОВ И РАБОЧИХ ЛОПАТОК
6.1 РОТОРЫ ЦВД
Валопроводы турбин, входящих в серию сверхкритического
давления, состоят из трех (К-300-240), четырех (К-500-240)
и пяти (К-800-240) роторов.
Роторы высокого давления (РВД) всех грех типов турбин
цельнокованые, с наружным диаметром дисков 1040
1055 мм в регулирующей ступени и 808—840 мм в остальных
ступенях.
Диски имеют постоянную толщину, и только на РВД
турбины К-300-240 выполнена незначительная коническая
часть; на валу ротора нарезаны канавки диафрагменных,
концевых и среднего лабиринтовых уплотнений. В районе
диафрагменных уплотнений для исключения прогиба ротора
при задевании об уплотнительные сегменты диафрагм выпол-
нены термокомпенсационные канавки. Глубина канавок вы-
брана исходя из обеспечения необходимой жесткости ротора
и приемлемых размеров радиусных переходов, влияющих на
концентрацию напряжений при переходе от полотна дисков
к валу ротора.
Роторы имеют центральное осевое отверстие диаметром
100—140 мм, обеспечивающее выборку менее качественной
части поковки. Отверстие с двух сторон заглушено пробками.
На всех дисках нерегулируемых ступеней выполнены раз-
грузочные отверстия (по семь отверстий диаметром 30—
40 мм) для уменьшения подсоса пара в корневую часть рабочих
лопаток и уменьшения осевого усилия. С целью увеличения
коэффициентов расхода пара через разгрузочные отверстия
они имеют со стороны входа пара увеличенные до 8—12 мм
радиусы. РВД турбины типа К-300-240 соединяется с РСД
жесткой муфтой, при этом между ними установлен только
один опорный подшипник (для РСД). РВД турбин типа
К-500-240 и К-800-240 имеют по два собственных опорных
подшипника. Это связано с большей длиной РВД этих турбин
и необходимостью иметь допустимые критические частоты
вращения (табл. 6.1).
Таблица 6.1 Зависимость критических частот вращения валопроводов турбоаг-
регатов на жестких опорах от лона колебаний, с-1
Турбоагрегат	1	и	...	IV	V	VI	VII	VIII	IX
К-300-240 К-800-240	17,88 13,83	30,43 32,00	37,83 33,83	44,72 38,67	56,78 39 17	41,17	43,17	44,33	91,83
68
Окончательно изготовленные и облопаченные роторы под-
вергаются динамической балансировке в вакуумной камере на
Специальном станке при рабочей частоте вращения. Для
возможности балансировки на крайних дисках и на диске
pei улирующей ступени предусмотрены специальные баланси-
ровочные плоскости—для установки балансировочных грузов
i пазами в форме «ласточкина хвоста».
РВД изготавливаются из поковки, материал ротора—сталь
Р ’МА. Поковка ротора подвергается контрольным испытаниям
па металлургическом и на турбинном заводах.
Для проверки качества поковки проводятся следующие
испытания:
проверка механических характеристик;
проверка химического состава;
контроль микроструктуры (серная проба);
ультразвуковая дефектоскопия;
определение остаточных напряжений;
перископический контроль центрального отверстия;
определение критической температуры хрупкости.
После проведения предварительной механической обработки
роюры подвергаются тепловым испытаниям для проверки
деформаций в условиях работы. Испытание проводится на
вращающемся роторе в электрической печи с медленным
нагревом, выдержкой и медленным охлаждением.
Рабочие лопатки РВД фрезерованные, у турбины К-300-240
п регулирующих ступеней всех турбин рабочие лопатки имеют
постоянный профиль рабочей части по высоте (рис. 6.1).
(' целью уменьшения центробежных сил и повышения коэф-
фициента полезного действия рабочие лопатки РВД турбин
К-500-240 и К-800-240 выполняются с переменным по высоте
профилем рабочей части.
Крепление лопаток к диску осуществляется Т-образным
хвостовым соединением, традиционным для турбин ЛМЗ (рис.
6 2). Это соединение, отличаясь простотой конструкции и тех-
нологии изготовления, используется при относительно неболь-
ших нагрузках от центробежных сил. Для уменьшения изгиба-
ющих напряжений в хвостовом соединении диска и сохранения
приемлемой толщины дисков на лопатках и на диске выпол-
няются специальные заплечики.
Рабочие лопатки заводятся в пазы дисков через два
диаметрально расположенных колодца. Особое внимание при
облопачивании уделяется плотности наборки лопаток, так как
по значительно влияет на их вибрационные характеристики.
Хвостовики лопаток плотно подгоняются по соприкасающимся
между собой поверхностям. При сборке для обеспечения
плотности наборки на диске лопатки прижимаются к его
ободу прокладными плоскими пружинами. Действие пружин
>9
Рис. 6.1. Рабочая лопатка
постоянного по высоте
профиля
пружина
Рис. 6.2 Т-образное хвостовое соединение лопаток
с диском
а—без заплечиков, 6—с заплечиками
Рис 6 3 Клепаные бандажи.
а—плоский с одним шипом, б—фигурный с гребешками
и двумя шипами, в—фигурный с гребешками и одним
шипом
рассчитано только на период облопачивания, в дальнейшем
прижатие осуществляется собственными центробежными сила-
ми лопаток.
Рабочие лопатки всех ступеней давления соединены в пакеты
с помощью клепаных ленточных бандажей (рис. 6 3). Бандаж
при этом выполняет две функции: способствует уменьшению
перетекания пара от вогнутой к выпуклой стороне профиля
лопаток по торцевой поверхности и уменьшению периферийных
протечек, а также вышает вибрационную надежность рабочих
лопаток.
Поперечное сечение ленты бандажа имеет сложную форму—-
ступенчатую, с осевым и двумя радиальными гребешками,
которые применяются для создания минимальных зазоров
в проточной части и исключения повреждения облопачивания
при возможных задеваниях ротора о статорные детали.
На лопатках последних двух ступеней турбины К-800-240,
ввиду значительных нагрузок от центробежных сил в сочетании
70
Рис 6 4 Проточная часть регу-
лирующей ступени турбины
К-800-240
с большим шагом по вершинам лопаток, применяются бандажи
без радиальных гребешков, что потребовало несколько уве-
личить радиальные зазоры в этих ступенях.
Лопаточные бандажи крепятся к лопаткам расклепкой
шипов. У лопаток ЦВД турбин К-300-240 и К-500-240 крепление
осуществляется одним шипом, а турбины К-800-240—двумя
шипами. Шип имеет профильную форму с углублением (лункой)
на его торце для облегчения расклепки. Верхняя часть лопаток
некоторых ступеней имеет утолщение под шип для его
размещения, ужесточения лопаток и исключения прогиба при
расклепке. Отверстия в бандажной ленте под шипы пробива-
ются по разметке после наборки лопаток на диске для учета
возможных, в пределах поля допуска, отклонений в шагах
лопаток. В каждом отверстии выполняется фаска для запол-
нения металлом расклепываемого шипа.
Между бандажными лентами отдельных пакетов в окружном
направлении имеются зазоры. С целью уменьшения протечек
пара через эти зазоры они выполнены минимальными, но
1акими, чтобы при прогреве ротора от температуры в машзале
до рабочей температуры они не исчезали.
Особое внимание уделено конструкции рабочих лопаток
первой (регулирующей) ступени (рис. 6.4) с учетом спе-
цифических условий ее работы—значительных паровых на-
1рузок и парциальности подвода пара в связи с сопловым
парораспределением. Лопатки имеют цельнофрезерованные ба-
ндажи и соединяются в пакеты при помощи сварки по
бандажам и хвостовикам по две для турбин К-300-240
и по три для турбин К-500-240 и К-800-240. Сварка лопаток
осуществляется при помощи электронного луча, что обес-
печивает высокое качество сварного шва и малые поводки
пакета при сварке. В турбине К-800-240 первых выпусков
сварные пакеты были объединены в единое целое накладным
71
бандажом, устанавливаемым на шипах цельно фрезерованного
бандажа. Последующий опыт эксплуатации показал, что
объединение всех лопаток в единый пакет клепаным наклад-
ным бандажом создает жесткую конструкцию, неудовлет-
ворительно работающую при переменных температурах.
В этой конструкции появляются повреждения в виде усталост-
ных трещин в шипах и бандажах. Для ликвидации этого
явления была разработана новая конструкция без накладного
бандажа, с демпферной вставкой в цельнофрезерованной части
бандажа. Такая же конструкция применена и на турбине
К-500-240.
Переходная часть рабочих лопаток от профильной части
к хвостовику выполнена двух типов. В турбинах К-300-240
и К-800-240 на ней со стороны входа пара выполнен осевой
гребешок, протачиваемый после наборки лопаток на роторе.
В сочетании с радиальной вставкой в теле диафрагмы этот
гребешок образует уплотнение, способствующее уменьшению
протечек в корневой части лопаток.
В турбине К-500-240 в корне лопатки это уплотнение
исключено и выполнена специальная конструкция для ор-
ганизации направленной протечки через диафрагменное уп-
лотнение в проточную часть.
Учитывая, что лопатки работают под действием динамичес-
ких нагрузок при высокой температуре, с большими паровыми
усилиями, ж материалу лопаток, их изготовлению и сборке
на роторе предъявляются высокие требования. Лопатки ре-
гулирующей ступени всех турбин, а также второй — пятой
ступеней турбин К-500-240 и К-800-240 изготавливаются из
жаропрочной нержавеющей стали 18Х11МНФБ, остальные—из
нержавеющей стали 15X11МФ и 20X13.
С целью повышения качества металла заготовок лопаток
используется сталь электрошлакового переплава, обеспечива-
ющая низкое содержание вредних примесей и резкое умень-
шение дефектов металлургического характера, в первую очередь
волосовин.
Заготовки лопаток проходят следующий контроль:
проверка размеров заготовок,
соответствие марки материала требованиям чертежа;
- механические испытания (2% каждбй партии);
контроль твердости.
Окончательно изготовленные лопатки подвергаются сплош-
ному контролю методом магнитно-порошковой дефектоскопии
или травлением.
Кроме того, готовые лопатки проверяются на соответствие
размеров, формы и шероховатости поверхности требованиям
чертежа, проходят стендовые испытания на вибрацию, опре-
деляется их твердость и отклонение статического момента.
72
6.2. РОТОРЫ ЦСД
Роторы среднего давления (РСД) турбин 300— 800 МВт
при значительной унификации отдельных элементов между
гобой имеют разное конструктивное оформление. В турбинах
К Л00-240 и К-800-240 роторы—двухпоточные цельнокованые.
РСД турбины К-300-240 выполнен комбинированным: кроме
цельнокованой части (собственно части среднего давления)
имеет пять насадных дисков с лопатками части низкого
давления
На двухпоточном РСД турбины К-800-240 расположены
18 дисков (по девять в каждом потоке), на роторе турбины
К-500-240 22 диска (по 11 в каждом потоке). Конструкция
РСД этих турбин может быть рассмотрена на примере турбины
tuna К-800-240.
Наружный диаметр ротора 1150 мм, диски имеют посто-
янную толщину, на первом и последнем дисках каждого
потока расположены балансировочные плоскости с проточками
для установки балансировочных грузов. Форма пазов такая
же, как и на РВД.
На ободьях дисков для установки лопаток выполнены
I -образные пазы. Заводка лопаток в диски при облопачивании
производится через специальные колодцы, в которые устанав-
ииваются замковые лопатки.
Полу муфты откованы заодно с валом ротора. Фланец со
с । ороны РВД имеет 15 отверстий диаметром 38 мм, со
сiороны РНД — 21 отверстие диаметром 48 мм Соединение
полумуфт производится призонными болтами.
Концевые и диафрагменные уплотнения—лабиринтового
tuna. На роторе выполнена проточка чередующихся выступов
и впадин, против которых в статорных деталях располагаются
уплотнительные сегменты, имеющие длинные и короткие
1ребешки. Короткие гребешки располагаются против выступов,
длинные —против впадин. Число и расположение гребешков
выполнено исходя из допустимых относительных расширений
ротора и статора, так, чтобы против каждого выступа
располагался хотя бы один уплотнительный усик. Так же как
и на роторе ЦВД, на РСД в районе уплотнений выполнены
юрмокомпенсационные канавки.
В поковке ротора выполняется центральное отверстие
диаметром 135 мм, с обеих сторон закрытое заглушками.
Заглушки крепятся к ротору винтами, которые для исключения
самоотворачивания закерниваются.
РСД изготавливается из поковки, материал—сталь Р2МА
(сталь 25X1 Ml ФА).
Поковка ротора после предварительной грубой механи-
ческой обработки подвергаете^ лт-тчепь г термической
73
обработке с последующим отпуском, после чего производится
отрезка проб для определения механических свойств Про-
дольные образцы для механических испытаний вырезают
с обоих концов заготовки на расстоянии от поверхности
заготовки, равном одной трети ее радиуса, а также из
пробы «керн» Тангенциальные образцы вырезают из кольца,
взятого от припуска к валу с обеих сторон. Образцы
для определения механических свойств изготавливаются в сле-
дующем количестве:
из каждой продольной пробы -по одному образцу на
растяжение и на изгиб и по два образца на ударную вязкость,,
из кольца или сегмента от бочки вала ротора—по два
образца на растяжение, по два образца для испытаний на
ударную вязкость при комнатной температуре, по два образца
для испытаний на ударную вязкость при повышенных тем-
пературах и по одному образцу на изгиб.
Объем испытаний для проверки качества поковки такой
же, как и для РВД.
Учитывая условия работы, РСД, так же как и РВД,
изготавливаются в соответствии со следующими техническими
требованиями (допуски — в мм).
Допуск нецилиндричности и радиального биения шеек .............. .	0,02
Допуск непериендикулярноста ториевых поверхностей полумуфт ....... 0,02
Допуск радиального биения цилиндрических поверхностей полумуфт	0,02
Допуск прямолинейности и соосности центрального отверстия ....	1
Допуск несимметричности разгрузочных от верстий, отверстий под болты
полумуфт ........................ .	.	..	...	0,1
Для всех остальных поверхностей.
Допуск радиального биения цилиндрических поверхностей .......... 0 03
Допуск неперпендикулярности торпсвых поверхностей ................ 0,05
При обработке ротора базами являются оси шеек ротора.
Рабочие лопатки ротора ЦСД — переменного по высоте
профиля, длина рабочей лопатки первой ступени НО мм
последней — 390 мм.
Крепление лопаток к диску производится Т-образным
хвостовым соединением; так же как и на РВД, на лопатках
и на дисках выполняются заплечики
Рабочие лопатки всех ступеней, кроме последней, связаны
по пакетам клепаными бандажами. На первой—-шестой сту-
пенях бандажи выполнены с двумя радиальными гребешками,
на седьмой-восьмой ступенях бандаж представляет собой
плоскую ленту, так как применение бандажа с гребешками
в этих ступенях из-за увеличения центробежных сил приводит
к значительным напряжениям в шипах лопаток
Рабочие лопатки последней ступени обоих потоков выпол-
нены без бандажей. Для уменьшения радиальных зазоров
74
ii ликвидации последствий возможных задеваний вершины
iioiidTOK утонены путем выборки части металла с вогнутой
к । ороны поверхности
Бандажи рабочих лопаток и поверхности хвостовых частей
юпаток, расположенные в плоскостях дисков, имеют припуски
|ия проточки после сборки лопаток с дисками При проточке
хвостовиков со стороны входных кромок выполняются уп-
л<пнения в виде гребешков, против которых устанавливается
радиальная вставка в теле диафрагмы.
Рабочие лопатки первых четырех ступеней обоих потоков
и и отавливаются из нержавеющей жаропрочной стали
18Х11МНФБ (311291), остальные—из нержавеющей стали
20X13. Для всех лопаток применяется сталь электрошлакового
переплава.
Бандажи рабочих лопаток первых трех ступеней выполня-
емся из стали 18Х11МНФБ (ЭП291), с четвертой по шестую
включительно—из 20X13, седьмой и восьмой ступеней—из
ИХ 11 МФ На бандажах также применяется сталь электро-
шлакового переплава
Заклепки замковых лопаток изготавливаются из стали
)И612 и ЭП291.
Конструкция РСД турбины К-300-240 отличается от описан-
ной выше конструкции РСД турбины К-800-240 РСД турбины
К 300-240—однопоточный, имеет цельнокованую часть и кон-
цевую часть вала, на которой расположены насадные диски
l рабочими лопатками части низкого давления.
Всего на роторе располагаются диски 17 ступеней—12
дисков постоянного сечения с небольшой конусностью в нижней
части у первых четырех дисков (цельнокованая часть) и пять
насадных дисков.
Конструкция рабочих лопаток и дисков насадной час-
1 и ротора будет подробно рассмотрена при описании ро-
1оров низкого давления, унифицированных для всех трех
1ШЮВ турбин; здесь остановимся только на цельнокованой
части
В связи с тем что ротор среднего давления однопоточный,
осевые нагрузки на рабочие лопатки и диски превышают
допустимые цо условиям работы упорного подшипника. Для
компенсации осевых нагрузок перед первой ступенью на роторе
выполнен разгрузочный поршень (думмис) с наружным диамет-
ром 861 мм Для уменьшения нагрузок от центробежных сил
и улучшения термонапряженного состояния на боковых повер-
хностях думмиса выполнены кольцевые выборки металла
с внутренним диаметром 564 мм и наружным 724 мм.
На наружной поверхности думмиса протачиваются концевые
уплотнения ротора, на передней боковой поверхности выпол-
няется паз для установки грузов при балансиро' ротора.
75
Конструкция остальных элементов ротора—рабочих лопа-
ток, бандажей, концевых и диафрагменных уплотнений ана-
логична конструкции, применяемой на роторе среднего дав-
ления турбины К-800-240.
6 3 роторы цнд
Роторы низкого давления (РНД) турбин К-300-240, К-
500-240, К-800-240 (рис. 6 5) имеют одинаковую конструкцию
и отличаются незначительно по диаметру концевых частей
и длине, что обусловлено различием передаваемого крутящего
момента из-за разной мощности этих турбин и различными
относительными расширениями.
Кроме того, имеются различия в рабочих лопатках в связи
с проведением модернизации проточной части низкого давле-
ния. В настоящее время все турбины мощностью 300, 500
и 800 МВт выпускаются с модернизированными лопатками.
РНД двухпоточный, в каждом потоке по пять ступеней
с насадными дисками. Необходимая плотность соединения
достигается посадкой диска на вал в горячем состоянии.
Величина натяга выбирается так, чтобы гарантировать передачу
крутящего момента при частоте, большей частоты вращения
настройки автомата безопасности. Для предотвращения прово-
рачивания дисков на валу при возможном временном исчезнове-
нии натяга из-за нарушения условий эксплуатации предусмотре-
ны радиальные шпоночные соединения дисков с валом. Шпонки
устанавливаются в пазу на торце ступицы диска. В осевом
направлении диски при сборке упираются в буртик вала или
в специально установленное на валу упорное кольцо.
Концевые уплотнения РНД выполнены на насадных втулках,
насаженных с натягом и закрепленных на валу осевыми шпонками.
В отличие от РВД и РСД полумуфты РНД выполнены насадными.
При изготовлении полумуфт обеспечиваются следующие
допуски (мм) основных поверхностей:
Неперпендикулярность торцевых поверхностей ...................     0,03
Несоосность наружной поверхности фланца ......................     0,03
Форма заданной конусной поверхности центральной расточки _______ 0,05
Радиальное биение и неперпендикулярности остальных поверхностей 0,05
Рабочие лопатки РНД имеют переменные профили, после
проведения модернизации выполняются с цельнофрезерован-
ными бандажными полками Корневой и периферийный обвод
лопаток, за исключением последней ступени, конический.
Обводы рабочих лопаток последней ступени цилиндрические.
Высота рабочих лопаток первой ступени равна 252 мм
при среднем диаметре 1492 мм, последней—960 мм при
среднем яаметре 248*’ мм.
76
Рис. 6.5. Ротор ЦНД
77
Рис. 6 6 Вильчатое хвостовое соединение
лопаток с диском
Рис 6 7 Конструкция бандажа
цельнофрезерованных рабочих
лопаток ЦНД (вид сверху)
Крепление лопаток к дискам на первых двух ступенях
осуществляется с помощью Т-образного хвостового соединения,
на остальных — вильчатого хвостового соединения (рис. 6.6),
при этом число вилок на хвостовике лопаток третьей ступени-—
три, четвертой и пятой — пять. Вильчатые хвостовые соедине
ния обладают большей несущей способностью, чем Т-образные,
благодаря отсутствию изгибающих напряжений в ободе диска
от действия центробежных сил. Поэтому такое соединение,
несмотря на его несколько большую сложность по сравнению
с Т-образным, применяется для высоконагруженных рабочих
лопаток трех последних ступеней. Еще одним достоинством
вильчатого хвостового соединения является возможность ча-
стичной замены отдельных лопаток без разборки всей ступени
Для получения необходимой точности и высокой произ-
водительности окончательная обработка хвостовиков виль-
чатого типа на лопатках производится протяжкой, а гребни
дисков протачиваются на токарно-карусельных станках.
К гребням диска лопатки крепятся заклепками, которые
устанавливаются под развертку Концы заклепок разваль
цовываются. Заклепки устанавливаются между двумя соседними
лопатками и располагаются в шахматном порядке.
Цельнофрезерованиые бандажные полки (рис 6 7) на ра-
бочих лопатках РНД выполняются двух разных конструкций.
На рабочей лопатке последней ступени применен плоский
бандаж с соединением двух соседних бандажей между 'собой
по типу «шип—паз». При упругой раскрутке лопаток в поле
центробежных сил бандажи в соединении «шип—паз» входят
в контакт друг с другом, образуя замкнутую кольцевую связь
Такая конструкция обеспечивает высокие демпфирующие свой-
ства бандажа и одновременно устраняет раскрутку лопаток,
улучшая аэродинамические качества ступени.
78
1’ис 6,8. Расположение связи в бандаже
рабочих лопаток первой—четвертой ступе-
ней ЦНД
Рис 6 9 Защита входной кромки рабочих
иоиаток от эрозии с помощью стеллитовых
напаек
На рабочих лопатках остальных ступеней (рис. 6.8)
раскрутка сравнительно невелика и может не обеспечить
падежного демпфирования за счет трения соседних бандажей,
поэтому в теле бандажа со стороны входа пара выполняется
специальная проточка, в которую заводится демпферная
проволока Демпфирование лопаток при этом происходит
счет трения, возникающего между проволокой и бандажом
при прижатии проволоки к бандажу под действием собственных
центробежных сил
Для исключения некоторых опасных форм колебаний на
рабочих лопатках третьей и пятой ступеней дополнительно
к бандажам устанавливаются проволочные демпферные связи
в профильной части. Демпферная связь состоит из двух
cei ментов полукруглого сечения, сдвинутых относительно друг
цруга на половину длины и установленных в шахматном
порядке. Фиксация сегментов демпферной проволоки относи-
гельно лопаток на третьей ступени производится отгибом их
концов на последней ступени, где применяется демпферная
проволока из титанового сплава, наплавкой стопорных «бо-
бышек»
Учитывая условия работы рабочих лопаток последней
ступени в паровой среде с повышенной влажностью, на
входных кромках производится напайка специальных пластинок
из твердого сплава (стеллита). Пластинки устанавливаются
на лопатках на высоте примерно 1/2 от вершины (рис. 6.9)
Для основных деталей РНД применяются следующие ма-
юриалы: для вала и дисков — стали 35ХНЗМФАР, 34ХН1МА
и 34XH3MA; для рабочих . паток—нержавеющие стали 20X13
н 15X11 МФ.
79
Глава седьмая
СИСТЕМЫ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
7.1 НАЗНАЧЕНИЕ И УСЛОВИЯ РАБОТЫ УЗЛОВ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
К парораспределению, в широком понимании этого тер-
мина, по нашему мнению, следует отнести все элементы
турбоустановки, способные изменять количество подводимого
в турбину и отбираемого от нее пара, включая паропроводы,
связывающие распределительные элементы с турбиной Данная
глава ограничена рассмотрением только элементов, входящих
в комплект поставки завода, исключая сопловой аппарат
регулирующей ступени, так как по сложившейся традиции
и по месту расположения этот элемент относится к проточной
части турбины и описан в гл. 4 и 5.
Систему парораспределения турбин сверхкритического дав-
ления ЛМЗ составляют следующие основные узлы, стопорные
и регулирующие клапаны ЦВД и ЦСД, сбросные клапаны
ЦСД и паропроводы, соединяющие эти элементы* между собой,
с турбиной и с пароприемными устройствами.
Клапаны системы парораспределения приводятся в действие
гидравлическими исполнительными механизмами (сервомото-
рами— СМ), которые действуют по командам систем авто-
матического регулирования и защиты. Это предопределяет
и некоторые различия в назначении узлов парораспределения
и в выполняемых ими функциях. Система парораспределения
должна обеспечить пропуск в турбину необходимого количества
пара с минимальными потерями давления на расчетном режиме
в клапанах и трубопроводах для обеспечения выработки
турбогенератором заданной мощности. В аварийных режимах
система парораспределения должна исключить доступ пара
в турбину и не допустить опасного повышения частоты
вращения вала турбоагрегата.
Эти задачи решаются двумя группами клапанов: стопор-
ными и регулирующими. Стопорные клапаны находятся в пол-
ностью открытом положении при работе турбогенератора
При срабатывании предусмотренных защит энергоблока сто-
порные клапаны автоматически закрываются, прекращая доступ
пара в турбину.
Продолжительность непрерывной работы турбоагрегата
с номинальной или близкой к ней нагрузкой может достигать
нескольких месяцев, в течение которых стопорные клапаны
прижаты к верхнему упору большим усилием сервомотора
В результате длительного совместного воздействия высокой
температуры, снижающей механические свойства металла, боль-
80
того усилия гидропривода, создающего высокий уровень
нпнряжений растяжения в штоках и контактных напряжений
на площадке упора, может произойти пластическая деформация
инока или диффузионное спекание подвижных частей клапана
I неподвижными. В обоих случаях создается угроза опасности
। урбоагрегату. В турбинах ЛМЗ для предотвращения пластичес-
ких деформаций или разрыва штока между клапаном и гид-
роприводом устанавливается пружинный амортизатор, снижа-
ющий в несколько раз усилие, прижимающее клапан к верхнему
упору Одновременно значительно понижаются и контактные
напряжения при упоре подвижных деталей клапана в непо-
стижные. Однако для предотвращения диффузионного спекания
де । алей клапана, которое во многом зависит от времени
непрерывного контакта сопрягаемых поверхностей, необходимо
периодически при работе турбины расха ать стопорные
клапаны.
Расхаживание клапана может быть полным (до упора
и седло) или частичным, когда главной целью расхаживания
является снятие клапана с верхнего упора и прерывание
процесса диффузионного спекания деталей. При расхаживании
к цапана проверяются подвижность его деталей и отсутствие
поломок, которые могут заклинить клапан до упора в седло.
1олько выполнение полного расхаживания стопорного клапана
может быть гарантией его безотказного закрытия и прекраще-
ния подвода пара в турбину в аварийной ситуации.
Стопорные и регулирующие клапаны работают при высокой
температуре (до 560е С), достаточной для того, чтобы под
се воздействием существенно изменялись свойства металла
деталей клапана. Это обстоятельство в сочетании с ударной
нагрузкой на детали клапанов при их закрытии в значительной
мере влияет на срок их службы и надежность. Опасные
напряжения в деталях клапанов, особенно в штоках, могут
возникать в момент отрыва клапана от седла и при полном
опсрытии клапана, т. е. на «верхнем» упоре.
При движении клапана от седла к противоположному (к
верхнему) упору резко изменяются силы, действующие на
клапан и на его самую напряженную деталь—шток. Наиболь-
шее статическое растягивающее усилие действует на шток
в момент отрыва клапана от седла. Сила, действующая на
п i гок, при этом зависит от перепада давления на клапане
в размеров последнего. В клапанах турбин большой единичной
мощности сила при отрыве клапана от седла настолько
велика, что вызывает большие трудности проектирования
приводов даже для клапанов с разгрузкой.
В зоне малых подъемов клапана над седлом (до 10%
рабочего хода) и при скорости истечения пара более половины
скорости звука клапан, как правило, испытывает интенсивную
ft Заказ 1948	81
вибрационную нагрузку, которая является следствием повышен-
ной турбулентности потока. За клапаном образуется весьма
неустойчивая область течения с местными провалами давления
Непосредственно под дном чаши клапана образуется область
относительного разрежения вследствие теневого эффекта. Вза-
имодействие неустойчивого поля давления с клапаном приводил
к появлению его высокочастотных пульсаций. В свою очередь
пульсации клапана приводят к появлению на штоке знако-
переменных усилий, вызывающих продольные и поперечные
деформации штока. При этом наиболее опасным является
режим резонансного совпадения частот возмущающих сил
и собственных колебаний штока (от 400 до 600 Гц), что
практически приводит к его быстрому усталостному разруше-
нию. Таких аварий можно избежать путем специального
профилирования клапанов и седел по результатам аэродина-
мических продувок моделей, отстройкой штока от зоны
опасных частот возмущающих сил при проектировании на
головных и модернизируемых машинах, проектированием пат-
рубков за клапаном с учетом их акустических свойств.
При увеличении открытия клапана статическое усилие,
вызывающее растяжение штока и действующее в сторону
закрытия клапана, уменьшается. Когда клапан фиксируется
на верхнем упоре, на шток действует выталкивающая сила,
определяемая произведением перепада давления на торцах
штока (разность между давлением внутри коробки клапана
и атмосферным давлением) на площадь поперечного сечения
штока.
В большинстве конструкций клапанов выталкивающая сила
имеет знак, противоположный знаку силы при отрыве клапана
от седла. При сверхкритических параметрах пара вытал-
кивающее усилие на штоке достигает нескольких тонн. Если
с целью увеличения запаса прочности принять больший диаметр
штока, то возникнут серьезные препятствия для проектирования
пружин, действующих на закрытие клапана, преодолевающих
выталкивающую силу и силу сухого трения подвижных деталей
о неподвижные. Последняя сила в некоторых случаях может
достигать большого значения, особенно, если перемещение
клапана осложняется износом и коррозией поверхности трения
В этом случае возможен отказ клапана-—зависание в проме-
жуточном положении или поломка деталей, например по-
ршневых колец.
Поскольку в процессе подъема клапана сила на штоке
меняет свой знак на противоположный, существует такое
перемещение клапана, при котором сумма сил, действующих
вдоль оси штока со стороны пара, равна нулю. Но это
состояние не эквивалентно разгрузке обеих деталей" штока
и клапана. Такое равновесие с переменой знака силы обычно
82
нпступает при 40 - 50% рабочего хода клапана. При этом
нпжную роль играет то обстоятельство, что, хотя равнодейст-
вующая сила равна нулю, производная этой силы по перемеще-
нию клапана отлична от нуля и имеет довольно большое
пшчение. Здесь производная силы по перемещению эквивален-
та жесткости пружины, на которой подвешены и колеблются
Делали клапана. Равновесие сил в данном случае следует
понимать так, что разгружено наружное соединение подвески
клапана к приводу, но на упорном буртике штока действует
hi мыкающее усилие между штоком и деталями, имеющими
возможность перемещения относительно штока. Причем это
усилие не может быть меньше выталкивающей силы штока.
Равновесие клапана в этом положении неустойчиво, и даже
малое изменение давления в потоке пара может вызвать
перемещение деталей клапана. В результате исследований
установлено, что клапаны в этом положении имеют продоль-
ную вибрацию с частотой 400—600 Гц, приводящую к повреж-
дению деталей
Устойчивость клапана в положении разгрузки на нем
паровых сил, а следовательно, и 4 повышение надежности
клапана в целом, достигаются специальными конструктивными
мероприятиями, направленными на перенос координаты, со-
огветствующей разгрузке паровых сил, в зону 60—70%
открытия клапана, где градиент давления пара по высоте
клапана мал и, соответственно, мала производная силы
по перемещению. В этой зоне силы, действующие со стороны
пара на клапан, соизмеримы с весом деталей, имеющих
возможность перемещения относительно штока, и пульсации
клапана не возбуждаются.
Регулирующие клапаны непрерывно обеспечивают расход
пара в турбину, соответствующий выработке мощности, необ-
ходимой для поддержания постоянной частоты сети с заданной
неравномерностью. Поскольку мощность, вырабатываемая ту-
рбогенератором, изменяется непрерывно и иногда весьма резко,
режимы работы регулирующих клапанов отличаются большим
многообразием. Практически постоянное движение регулиру-
ющих клапанов требует особого подхода к обработке трущихся
поверхностей деталей и подбору материалов трущихся пар.
В настоящее время наиболее простым способом защиты
деталей клапанов от истирания при высоких температурах
остается азотирование. Из опыта эксплуатации известно, что
твердость азотированного слоя применяемых марок сталей
в течение длительной выдержки при 500° С и выше значительно
уменьшается вследствие диффузии азота из поверхностного
слоя металла во внутренние слои деталей. Но все же твердость
азотированного слоя металла остается достаточной для пред-
отвращения износа трением поверхностей штоков и букс
83
клапанов в узлах без поршневых колец. Опыт ЛМЗ показывает,
что упрочнение поверхностей азотированием недостаточно
эффективно в узлах клапанов с поршневыми кольцами. Повер-
хности, по которым скользят поршневые кольца, интенсивно
изнашиваются и приводят к заклиниванию клапана, поломке
колец или штока. В таких конструкциях гораздо эффективнее
служат детали с упрочнением поверхности методом химичес-
кого никелирования. Азотирование деталей весьма благопри-
ятно сказывается на повышении предела усталости материала
и особенно на снижении вредного влияния концентраторов
напряжений в местах ступенчатого перехода от большего
диаметра стержня к меньшему. Однако опыт ЛМЗ не подтвер-
ждает этого мнения в отношении конструкции штоков кла-
панов.
Общим требованием ко всем клапанам системы парорас-
пределения является обеспечение плотности при упоре в седло
Однако требование плотности паровпускных клапанов в насто-
ящее время претерпевает эволюцию. В связи с увеличением
единичных мощностей турбоагрегатов, давления и объемных
расходов свежего и вторично перегретого пара возникли
большие трудности в - создании приводов регулирующих
и стопорных клапанов абсолютной плотности, при отрыве
которых от седла требуется преодолеть чрезвычайно большие
паровые усилия В качестве компромиссного решения появи-
лись так называемые конструктивно неплотные клапаны,
допускающие в закрытом положении некоторый малый
пропуск пара в турбину, не приводящий к опасному повыше-
нию частоты вращения вала после сброса номинальной
нагрузки с отключением генератора от сети. Независимо от
конструктивных особенностей, группы клапанов автоматичес-
ких затворов и регулирующих клапанов ЦВД и ЦСД должны
удовлетворять требованиям «Правил технической эксплуатации
электростанций и сетей» [4], где указано, что в закрытом
состоянии стопорных и регулирующих клапанов свежего пара
и промперегрева и при номинальных параметрах свежего пара
и вакуума в конденсаторе ротор турбины не должен
вращаться. При полном закрытии только стопорных или
только регулирующих клапанов установившаяся частота
вращения ротора турбины при тех же параметрах на входе
и выхлопе не должна превышать определенной заводом-
изготовителем и составлять не выше 50% номинального
значения.
Требуемая плотность достигается созданием высокого значе-
ния удельного давления между клапаном и седлом по всей
теоретической площади контакта. Давление клапана на седло
обеспечивается, как правило, силой пакета пружин, закрыва-
ющей клапан, и сокращением до минимума площади контакта
84
между седлом и клапаном. При этом кеятакт седла с клапаном
должен происходить по замкнутой о«рУжности ^ез разрынов
л контролируется при сборке краской
7.2. СХ Ы ПАРОРАСПРе/ЛЕНИЯ
Вид схемы парораспределения вс многом определяется
параметрами пара перед турбиной. Дл? надежного управления
парораспределительными клапанами ^обходимо обеспечить
и । них приемлемые паровые усилий в противном случае
могут возникнуть нерешаемые задачй ПРИ проектировании
системы регулирования.
При сверхкритических параметрах 0аРа естественно стрем-
иение к уменьшению диаметров клаг^нов’ но это приводит
к увеличению их количества, усложнен!*10 схемы паропроводов
и удорожанию турбоустановки.
Использование сверхкритических ПгРаметРов паРа привело
к размещению регулирующих клапанов рие корпусов цилиндров
। урбин с установкой на каждом кл*,пане индивидУального
привода. Повышение параметров пара потребовало увеличения
юлщины стенок корпусов ЦВД и ЦСД- Выполнение на них
приливов для установки регулирующий клапанов вызвало бы
образование высоких термических ^пряжении в металле
корпусных деталей в переходных реж!*мах- Размещение регу-
лирующих клапанов вне корпуса турби^ы приводит к увеличе
пию объемов пара между клапанами и проточной частью,
•по является недостатком таких схем парораспределения, но
но компенсируется увеличением быстродеиствия сие гемы Ре“
»улирования.
Однако применение индивидуально!45 привода для каждого
клапана создает возможность гибкого управления при помощи
парораспределения тепловым состояни^м ДНДиндров в пуско-
остановочных режимах и при частичЦ**1* нагрузках турбины.
Парораспределение турбин К-300-240/ ® систему парораспре
деления турбины К-300-240-1 входят стопорных клапана
и семь регулирующих клапанов ЦВД’ два стопорных, два
регулирующих и два сбросных клап^наf
Стопорный и регулирующий клапаны	имеют оло
исполнение. Они собраны в сварно-л0том корпусе, которы
крепится к фланцу корпуса ЦСД шпил^ками- Два таких 510
крепятся к ЦСД слева и справа. Остальные клапаны распо о -
ны каждый в собственной паровой коР°^ке’ ^ез обьедине я
в блоки. Паровые коробки подвешены f паропроводам и одно-
временно заключены в сварные ра^ы’ на которые of
опираются. Сварные рамы расположенье фундаменте так, что
имеют подвижность в горизонтальной ^лоскосги и не з труд
ют компенсацию тепловых деформац^11 паропроводов.
Рис. 7 1. Схема парораспределения турбины К-300-240:
а—по цилиндрам турбины, б—по сопловым коробкам ЦВД, 1—7—регулирующие
клапаны ЦВД, 8—стопорные клапаны ЦВД 9—сбросные клапаны; 10—стопорные
клапаны ЦСД, 11—регулирующие клапаны ЦСД
Стопорные клапаны ЦВД и ЦСД, регулирующие и сбросные
клапаны ЦСД расположены симметрично относительно оси
турбины.
Стопорные клапаны ЦВД связаны с регулирующими кла-
панами ЦВД 11 трубопроводами. Соединение трубопроводов
выполнено так, что при полном закрытии любого стопорного
клапана пар подводится ко всем семи регулирующим клапанам
от второго.
Из семи регулирующих клапанов ЦВД четыре (№ 2, 4.
5 и 6) расположены слева и три (№ 1, 3, 7)—справа от оси
турбины. Клапаны № 1, 2 и 5—неразгруженного типа, с по-
садочным диаметром 75 мм. Регулирующие клапаны № 3, 4,
86
к перемещение штоков клапанов на остановленной турбине в зависимости от упра-
ваяющего давления; б—зависимость мощности турбоагрегата от перемещения штоков
регулирующих клапанов ЦВД
6 и 7—разгруженного типа, с посадочным диаметром 120 мм.
Все регулирующие клапаны, кроме клапана № 7, работают
попарно, осуществляя подвод пара к одной из четырех групп
сопл (рис. 7.1,6). Клапан № 7—перегрузочный, при номиналь-
ных параметрах пара он начинает открываться и подводить
пар в сегмент сопл IV при нагрузке турбины выше 300 МВт.
Регулирующие клапаны № 1, 2 и 5 открываются значитель-
но раньше параллельно работающих с ними клапанов № 3,
4 и 6 и к моменту их отрыва от седла создают за ними
достаточно большое противодавление, уменьшая отрывные
усилия клапанов диаметром 120 мм и разгружая их штоки
or чрезмерных напряжений. Следует отметить, что клапаны
диаметром 120 мм разгруженного типа установлены в турбинах
К-300-240-1 после реконструкции машин в результате накоп-
ленного опыта длительной эксплуатации. В первых турбинах
пой серии были установлены все семь клапанов неразгружен-
ного типа. Тогда клапаны диаметром 75 мм полностью
выполняли роль разгрузочных для клапанов диаметром 120 мм.
Последовательность открытия и закрытия клапанов системы
парораспределения на остановленной турбине изображена на
рис. 7 2, а. Зависимость изменения нагрузки турбины от пере-
мещения клапанов при номинальных параметрах пара показана
па рис 7.2,6. Парораспределение выполнено так, что регули-
рующие клапаны открываются группами и моменты начала
ц конца их открытия взаимно перекрываются.
При движении МУТ на «прибавить» первыми из регулиру-
ющих клапанов открываются клапаны ЦСД и одновременно
87

РК№3 Т
Рис. 7.3. Подвод пара от РК
к сопловым коробкам ЦВД тур-
бины К-300-240-3

тырех клапанов вместо
начинают движение на закрытие
сбросные клапаны. После закрытия
сбросных клапанов ЦСД начинают
одновременно открываться регули-
рующие клапаны № 1 и № 2 ЦВД
и продолжают открываться регу-
лирующие клапаны ЦСД. При но-
минальных параметрах пара регу-
лирующие клапаны ЦСД встают
на верхний упор при нагрузке 30%
номинальной.
С 1980 г. ЛМЗ выпускает тур-
бины типа К-300-240-3, которые
отличаются от турбины К-300-240-1
не только в конструкции проточной
части, но и имеют схему парорас-
пределения с четырьмя регулиру-
ющими клапанами ЦВД разгружен-
ного типа с посадочным диаметром
140 мм (рис. 7.3). Применение че-
семи существенно упростило схему
парораспределения и стало возможным благодаря применению
сервомоторов с телескопическим поршнем, обладающих боль-
шим подъемным усилием при относительно малом потреблении
масла. В этой схеме парораспределения при закрытии любого
из двух стопорных клапанов, например при плановой проверке
защит, отсекается подвод пара в одну из пар сопловых
коробок, резко уменьшаются мощность турбины и температура
в ЦВД, а также увеличиваются напряжения в рабочих
лопатках регулирующей ступени. Поэтому плановые рас-
хаживания стопорных клапанов ЦВД турбин К-300-240-3
требуют соответствующей технической подготовки эксплу-
атационного персонала.
Парораспределение турбин К-500-240 и К-800-240. В турбинах
К-500-240-4, К-800-240-3 и К-800-240-5 тоже применяется си-
стема парораспределения с четырьмя регулирующими клапа-
нами, причем каждый регулирующий клапан подает пар только
в один сегмент сопл регулирующей ступени. Два регулирующих
клапана ЦВД совмещены с одним стопорным клапаном в блок
клапанов, объединенных одним корпусом.
Блочное выполнение без перемычек после стопорных кла-
панов имеет важные преимущества: исчезает вредный объем
пара между стопорными и регулирующими клапанами, умень-
шается жесткость паропроводов высокого давления, что по-
зволяет выполнить блоки клапанов «плавающими», т. е. по-
движными в двух направлениях (вдоль и поперек оси паро-
провода), удается в 1,5—2 раза уменьшить объем пара между
88
регулирующими клапанами и ЦВД, уменьшается вероятность
огказа системы парораспределения, так как отказ в закрытии
с 1 опорного и регулирующего клапанов разноименных блоков
(левого и правого) не приводит к аварии. Вместе с тем при
закрытии стопорного клапана во время испытаний происходит
шачительное снижение мощности, поэтому испытания с пол-
ным закрытием клапана следует проводить при нагрузке
турбин не выше 80% номинальной, т. е. во время плановых
разгружений турбоагрегата.
Учитывая реальные преимущества блочного выполнения
парораспределения, заводом снято требование испытания под
нагрузкой стопорных клапанов полным закрытием на таких
(урбинах.
Одновременно в техническую документацию внесены тре-
бования обеспечения проведения испытаний на возможно
большую часть хода (на 30—40%), для того чтобы проверялась
не только подвижность штока, но и чаши клапана, т. е.
пробный ход сервомотора должен значительно превышать ход
разгрузочного клапана. Однако нельзя полностью исключить
возможность недозакрытия клапана, регулярно испытываемого
юлько на частичное закрытие, поэтому на турбинах, где
имеются перемычки между стопорными клапанами, их ис-
пытания должны производиться в соответствии с действу-
ющими инструкциями.
7.3. КОНСТРУКЦИЯ УЗЛОВ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Стопорные клапаны. Два стопорных клапана ЦВД рас-
положены перед турбиной симметрично относительно оси
вала. По конструкции они (но не их корпуса) идентичны
и потому взаимозаменяемы. В машинном зале клапаны
различаются только по месту расположения—левый и правый.
Расчетный диаметр посадки клапана на седло 200 мм, полный
рабочий ход между упорами 70 мм. По типу конструктивного
исполнения стопорные клапаны—неразгруженные, иногда такие
конструкции называют «разгружаемые расходом».
Стопорный клапан (рис. 7.4) помещается в сварно-литой
паровой коробке. Верхние части коробок левого и правого
клапанов идентичны, но в целом левая и правая коробки
отличаются количеством патрубков, отводящих от них пар
к регулирующим клапанам.
В зависимости от типа котла (двухкорпусного или од-
нокорпусного) паровая коробка может иметь два или один
патрубок для подвода пара к клапану. Если в энергоблок
входит двухкорпусиый котел, то подвод пара к каждому
СК осуществляется от обоих корпусов котла двумя па-
ропроводами и паровая коробка клапана соответственно имеет
89
Рис. 7.4. Стопорный клапан ЦВД турбин К-300-240.
1—коробка паровая, 2—сито; 3—седло, 4—штифт седла, 5—пробка, 6—крышка,
7—чаша клапана, 8—втулка упорная- 9—шпонка; 10—шток; 11 -букса нижняя,
12—букса верхняя, 13—гайка, 14—штифт буксы, 15—гайка упорная, 16—кольцо
уплотнительное, 17—кольцо подкладное; 18—штифт; 19—контр-гайка
два пароприемных патрубка. В технической документации
завода эта схема носит условное название двухниточной.
Если используется однокорпусный котел, то от него к каждому
из двух СК пар подводится по одному индивидуальному
паропроводу. Эта схема называется однониточной, и коробки
СК имеют по одному пароприемному патрубку.
Внутренняя полость паровой коробки образует пароприемную камеру,
внутри которой находятся паровое сито и детали клапана (см. рис. 7-4)
В нижней части пароприемной камеры находится седло, являющееся нижним
90
VI юром для клапана Седло запрессовывается в расточку коробки с натягом
до 0,3 мм и в своей нижней части фиксируется двумя глухими штифтами,
которые закрываются резьбовыми пробками Последние стопорятся от самоот-
винчивания сваркой (допускается чеканка) Сверху паровая коробка закрывается
крышкой уплотняется металлическими прокладками и затягивается специаль-
ным крепежом
[ Чаша клапана изготавливается из единой поковки, но по конфигурации
постоит из двух существенно различных частей тарелки со сферическими
обводами внизу и цилиндрической направляющей части вверху, в которую
уворачивается по резьбе упорная втулка Цилиндрическая часть клапана
«ходит в колоколообразную выемку крышки, в стенках которой закреплены
шпонки. Шпонки входят своими головками в пазы выполненные на направ-
ляющей части клапана, и препятствуют вращению последнего потоком пара.
В стенках цилиндрической направляющей части клапана, непосредственно
над тарелкой клапана, выполнены шесть отверстий диаметром 12 мм,
н в центре клапана одно отверстие диаметром 39 мм, которое служит седлом
игл головки штока при закрытии клапана Система этих отверстий при ходе
инока от нижнего упора до контакта с упорной втулкой (на протяжении
хода разгрузки) осуществляет перепуск пара из коробки в трубопроводы за
клапаном Если расположенные на этих трубопроводах регулирующие клапаны
| ад крыты и плотны, то при заполнении паропроводов за стопорным клапаном
происходит разгрузка сил (расходом при перепуске пара), действующих на
к |апан Свободный ход штока между клапаном и втулкой называется ходом
р.®грузки и равен 5 мм
Шток изготавливается из поковки, имеет диаметр стержня 32 мм, повер-
хность этого участка штока подвергается азотированию с последующим
I шлифованием Нижний участок штока имеет утолщение и заканчивается
[сферической головкой Верхний конец штока, выступающий из крышки, имеет
резьбу М27 х 1,5 для присоединения привода Стержень штока охватывается
 комбинированной буксой, состоящей из нижней 11 и верхней 12 букс,
I напрессованных в крышку Стопорение нижней буксы от произвольного
I выпрессовывания осуществляется гайкой, которая завинчивается в крышку
и зачеканивастся е торца металлом крышки от самоотвинчивания Верхняя
букса стопорится штифтом Обе буксы имеют гладкую поверхность внутренней
расточки под шток которая упрочняется азитированием и шлифуется хоиами
Внутренние поверхности букс не имеют канавок лабиринтовых уплотнений,
1 лк как при полностью открытом клапане инок своим буртом упирается
в гайку, закрывая щель между штоком и буксой, по которой возможны
, у точки пара. Однако трубопроводы отсосов пара необходимы для отвода
I протечек во время расхаживания стопорных клапанов
В стопорных клапанах первых турбин К-300-240-1 букса
штока была наборной и состояла из восьми втулок с ла-
биринтовыми канавками, предназначенными для умень-
шения протечек пара по штоку В местах отсосов про-
течек пара по штоку между этими втулками установлены
две специальные, имеющие боковые отверстия для отвода
пара. Наружный диаметр втулок выполняется относительно
91
внутреннего диаметра расточки отверстия в крышке с зазором
0,01 мм на диаметр, что не требовало их запрессовки
на большую глубину, облегчая сборку и разборку. Внизу
пакет втулок упирался в буртик крышки, а сверху он
поджимался фланцем со шпилечно-резьбовым соединением.
Практика эксплуатации турбин показала низкую надежность
наборных букс, и завод отказался от их применения.
В стопорном клапане применено бесфланцевое крепление крышки в паровой
коробке. Крышка прижата к паровой коробке упорной гайкой, ввинчивающейся
в паровую коробку. В паровой коробке и упорной гайке нарезана мощная
упорная трапецеидальная резьба. Между крышкой и упорной гайкой закладыва-
ются уплотнительное и подкладное кольца. Чтобы при затяжке гайки 15
крышка б не проворачивалась, она стопорится штифтом 18, который ранее
устанавливался вертикально, но затем был применен горизонтально закладыва-
емый штифт, что оказалось более технологичным при сборке и мехобработке
Упорная гайка 15 от самоотвинчивания удерживается контргайкой 19,
навинчивающейся на крышку паровой коробки по резьбе М160X4.
Уплотнительное кольцо выполнено из аустенитной стали Оно имеет
внутренний и наружный конусы под углами соответственно 61 и 80°. Кольцо
закладывается в ответную выемку, образованную фасками с углом 60 и 81° на
смежных буртиках корпуса и крышки Уплотнительное кольцо предиазначеио для
заполнения указанной выемки между корпусом и крышкой под давлением упорной
гайки 15. Чтобы избежать неплотности между корпусом и крышкой вследствие
перекосов уплотнительного кольца необходимо перед окончательной затяжкой
упорной гайки выполнить пробное завинчивание ее до упора в уплотнительное
кольцо и по краске убедиться, что прилегание сопрягаемых торцов упорной гайки
и уплотнительного кольца происходит по замкнутой окружности
Регулирующие клапаны ЦВД турбины К-300-240-1. Пар
в ЦВД подается через группу регулирующих клапанов, которая
состоит из трех клапанов диаметром 75 мм неразгруженного
типа и четырех клапанов диаметром 120 мм разгруженного
типа. Клапаны диаметром 75 мм на схеме парораспределения
(см. рис. 7.1) установлены под номерами 1, 3 и 5, клапаны
диаметром 120 мм — под номерами 2, 4, 6 и 7.
На рис. 7 5 изображен регулирующий клапан ЦВД диаметром 75 мм
неразгруженного типа. Клапан находится в сварно-литой коробке 1, в которую
запрессовано седло 2 с иатягом 0,14—0,18 мм по наружному диаметру
125 мм. Внизу седло удерживается от выпрессовывания двумя штифтами 3
Седло является нижним упором чаши клапана 4, который выполнен со
штоком диаметром 42,5 мм из одной поковки. Износоустойчивость поверхности
штока повышается азотированием, после азотирования поверхность штока
шлифуется Верхний конец штока имеет резьбу М42хЗ (ранее применялись
резьбы М36 х 2 и М42 х 2) для присоединения деталей подвески. Направляющая
часть головки клапана имеет шлицы, входящие в ответные пазы нижней
буксы 5, препятствующие вращению клапана потоком пара.
Возвратно-поступательное движение штока направляется разрезной буксой,
состоящей из нижней 5 и верхней б букс, запрессованных в крышку 7
92
Рис. 7.5. Регулирующий клапан диаметром 75 мм турбины К-300-240-1
Нижняя букса сажается в расточку крышки по трем пояскам- внизу
I диаметрами 90 и 72 мм, вверху—диаметром 70 мм. Уступ между посадоч-
ными диаметрами 90 и 72 мм является упором при посадке буксы в крышку
на требуемую глубину. От произвольного выпрессовывания букса 5 стопорится
1нумя глухими штифтами 8. Штифты 8 запрессовываются в посадочный
поясок буксы При этом штифты пронизывают выступ крышки, направляющий
ее при сборке относительно расточек паровой коробки 1 и выполняющий
функцию центровки расточек под шток в буксах 5 и 6 с расточкой седла
? под клапан. Когда коробка 7 закрыта крышкой 7, штифты 8 оказываются
в ловушке; произвольно выпасть они не смогут, поэтому в данной конструкции
ппифты не требуют стопорения сваркой или с помощью резьбовых соединений.
Место установки штифтов 8 выбрано близко к упорному бурту с учетом
исключения вероятности их срезания.
Верхняя букса 6 запрессовывается в крышку 7 сверху. Посадка осущест-
вляется по двум пояскам. Глубина посадки буксы 6 определяется имеющимся
ни ее верхнем торце упорным буртиком. При правильной посадке обеих
букс расстояние между их смежными торцами равно 18—20 мм. От произ-
вольного выпрессовывания букса б стопорится одним глухим штифтом, таким
же, как штифты 8. Штифт запрессовывается в нижний посадочный поясок
буксы бив стенку крышки 7. Снаружи штифт обваривается по периметру.
Поверхности внутренних расточек обеих букс подвергаются азотированию
и шлифуются до диаметра 42,5 мм. На этих поверхностях выполнены
93
канавочные уплотнения с целью уменьшения протечек пара по кольцевым
зазорам между штоком и буксами Входные и выходные кромки канавок
острые. Уплотнения штока в зависимости от размеров участков и перепадов
давления на участках делятся на две ступени. Первую ступень уплотнений
образует иижняя букса. Протечки пара из паровой коробки по кольцевой
щели с канавками вдоль буксы 5 достигают камеры между буксами, из
которой отводятся в линию к деаэратору по трубопроводам отсосов 9
Вторая иупень уплотнения образуется зазором с канавками между штоком
и верхней буксой 6 Приблизительно в середине буксы б имеется камера,
соединенная с подогревателем, давление в котором несколько ниже атмос-
ферного (например, 0,9—0,97 атмосферного)
Так как камера отсоса в верхней буксе находится под давлением ниже
атмосферного, выбросы пара в машинный зал исключены. Существует даже
некоторый подсос воздуха из машзала в сальниковый подогреватель, который
необходимо устранить Это осуществляется выбором малого перепада давления
между атмосферой и подогревателем и продолжением канавочного уплотнения
до верхнего торца буксы б.
Крышка 7 с буксами и клапаном сажается в коробку / по направляющему
пояску диаметром 145 мм, который обеспечивает центровку клапана (и штока)
относительно седла 2. Плоскость разъема крышки и корпуса уплотняется
при обтягивании крепежа, состоящего из десяти шпилек 10 с резьбой М48
длиной 225 мм и колпачковых гаек 11 к ним
Рабочий ход клапанов диаметром 75 мм равен 25+0,25 мм
На рис. 7.6 изображен регулирующий клапан с посадочным
диаметром 120 мм. Несмотря на то что этот клапан раз-
груженного типа, в нем имеется много элементов, конструк-
тивно подобных элементам клапана диаметром 75 мм. К таким
элементам относятся коробка и крышка клапана, а также
способ их крепления и затяжки, разрезная букса, седло и метод
стопорения седла и букс, выполнение отсосов протечек пара,
уплотнения щелей между буксами и штоком. Однако при
этом имеются и существенные отличия, определяемые принад-
лежностью клапанов к разным типам конструкций.
Шток приводит в движение чашу клапана, подрезанную снизу. На
плоскости подрезки клапана имеются два глухих отверстия диаметром 9 мм
под ключ, в центре клапана—отверстие диаметром 40 мм, верхняя кромка
которого имеет скругление и является сёдлом разгрузочного клапана Роль
разгрузочного клапана выполняет шток, готовка которого своей сферической
поверхностью радиусом 45 мм перекрывает центральное отверстие в клапане
с диаметром посадки 45 мм. В клапан ввинчивается по резьбе гильза
В плоскости упора гильзы и клапана устанавливается винт 14. предотвращающий
гамоотвинчивание клапана и гильзы
Положение плоскости упора гильзы и клапана так согласовано с оста
льными размерами деталей, что ход разгрузки штока между клапаном
и гильзой равен 4 мм Разгрузка клапана осуществляется интенсивным
выпуском пара из внутриклапанного пространства через большое сечение,
открываемое разгрузочным клапаном, и ограничением впуска пара внутрь
94
Рис. 7.6 Регулирующий клапан диаметром 120 мм турбины К-300-240-Г
1—коробка клапана, 2—седло; 5—штифт; 4—крышка; 5— шпилька, 6—гайка; 7—букса
нижвяя, 5—букса верхняя, 9—штифт; 10—трубопровод отсоса пара; 11—шток; 12—чаша
клапана, 13—гильза; 14—винт; 15—поршневое кольцо, 16—кольцо промежуточное;
17—гайка поршневых колец;' 18—стопор гайки, 19—винт
клапана. Выпуск пара из клапана осуществляется при перестановке штока
из положения упора в клапан в положение упора в гильзу. При этом пар
удаляется из пространства между гильзой и буксой по восьми отверстиям
диаметром 12 мм, далее—через цилиндрическое сечение, определяемое подъ-
емом штока над клапаном, и через отверстие диаметром 40 мм в клапане.
Ограничение впуска пара внутрь клапана осуществляется уплотнением
зазора между буксой и гильзой поршневыми кольцами Два поршневых
кольца установлены в нижней буксе Конструкция нижней буксы и вспомо-
гательных установочных деталей (промежуточного кольца, гайки, стопора
и четырех винтов) обеспечивает установку поршневых колец в пазы без их
предварительной деформации разводкой в замке Стопор, удерживающий
гайку от самоотвинчивания, надет на квадратный выступ буксы и сам имеет
• центре квадратное отверстие. Гильза и клапан удерживаются от вращения
95
потоком пара тоже благодаря квадратным профилям центрального отверстия
в гильзе и сопрягаемого выступа буксы Поверхность гильзы, соприкасающаяся
с поршневыми кольцами, подвергается азотированию. При хорошем состоянии
этой поверхности поршневые кольца являются очень хорошим уплотнителем,
несмотря на то, что при высокой температуре материал колец довольно
быстро теряет упругость. Плотность, обеспечиваемая поршневыми кольцами,
настолько высока, что при быстром закрытии клапана в аварийном режиме
внутри него возникает относительное разрежение, заметно уменьшающее
скорость закрытия клапана Чтобы устранить замедление хода клапана при
закрытии, в стейках гильзы выполнены два отверстия диаметром 6 мм.
Степень разгрузки данного клапана достаточно велика при большом перепаде
давления в объемах до и после клапана и при значительном превосходстве
площади выпуска над площадью впуска пара (в 4 7 раз) При малом
перепаде разгрузка клапана практически не нужна.
Рабочий ход клапана—30 мм, ход разгрузочного клапана —
4 мм.
, Регулирующие клапаны ЦВД турбин К-300-240-3, К-500-240-4,
К-800-240-3 и К-800-240-5. Турбины указанных типов имеют
по четыре разгруженных регулирующих клапана ЦВД. По
конструктивному исполнению эти клапаны аналогичны клапанам
турбины К-300-240-1 диаметром 120 мм. Необходимо лишь
отметить, что поверхности деталей, контактирующие с поршне-
выми кольцами, с 1980 г. упрочняются мегодом химического
никелирования.
Модернизация регулирующих клапанов ЦВД. ЛМЗ постоянно
проводит исследовательские работы по повышению технико-
экономических показателей и надежности регулирующих кла-
панов. В результате достаточно трудоемких исследований
заводом создан регулирующий клапан новой конструкции, не
имеющий поршневых колец, которые в паровых клапанах
являются одним из главных источников отказов. Этот клапан
разгруженного типа, с посадочным диаметром 200 мм состоит
из семи деталей, размещенных в паровой коробке (рис. 7.7).
Чаша клапана 1 усеченной формы, имеет центральное разгрузочное
отверстие диаметом 75 мм и два глухих отверстия под ключ диаметром
15 мм, глубиной 16 мм, с расстоянием между центрами 160 мм на нижнем
торце Нижним упором чаши клапана является седло, запрессованное в паровую
коробку. Чаша по резьбе Ml60x4 мм ввинчена в гильзу 2, которая при
движении чаши является направляющим элементом Наружный направляющий
диаметр гильзы и сопряженный с ним внутренний диаметр корпуса 3 равен
192 мм В корпус запрессована нижняя букса 4 диаметром 150 мм. Поверхность
внутренней расточки буксы диаметром 45 мм имеет * лабиринтные канавки
по всей длине. Нижняя часть буксы снаружи выполнена четырехгранной для
предотвращения вращения чаши клапана и гильзы потоком пара. На корпус
3 надет защитный кожух 5 Кожух 5, корпус 3 и букса 4 прошиты тремя
глухими штифтами диаметром 30 мм, и при ревизии регулирующего клапана
эти детали извлекаются одновременно, для чего из коробки клапана на
96
Рис. 7.7. Регулирующий клапан турбины К-800-240-5
верхнем торце корпуса 3 предусмотрены два отверстия с резьбой М24 под
рым-болты.
В боковых поверхностях гильзы 2 и корпуса 3 имеются каналы а и б для
подвода пара внутрь клапана при подъеме клапана над седлом на величину
h. В момент отрыва чаши клапана от седла клапан работает как разгруженный,
при ходе клапана более Л степень разгрузки клапана уменьшается, что
способствует гашению вибраций клапана, свойственных регулирующим кла-
панам при подъемах до 50% рабочего хода- Защитный кожух 5 препятствует
попаданию внутрь клапана механических примесей, которые могут содержаться
в подводимом к клапану паре
Подъем клапана / и гильзы 2 осуществляется штоком б диаметром
45 мм после выбора последним хода разгрузки, равного 6 мм. Внизу шток
заканчивается сферической головкой, являющейся одновременно разгрузочным
клапаном. Посадка головки штока на разгрузочное отверстие клапана
происходит по диаметру 85 мм. Верхний конец штока имеет резьбу М42 х 3 мм
для привода сервомотора.	’
Рабочий ход клапана равен 80+2 мм, ход штока — 86 ±2 мм,
Уплотнение клапана от протечек пара выполнено с помо-
щью конического кольца, лабиринтовых уплотнений кольцевых
зазоров и системы отсосов пара, подобной описанным в § 7.2.
Регулирующие клапаны ЦВД, аналогичные приведенному
на рис. 7.7, прошли длительные испытания в турбинах типа
К-800-240-3 и показали высокую надежность в эксплуатации.
В настоящее время регулирующие клапаны этого типа применя-
ются в системах парораспределения турбин К-800-240-5 и К-
500-240-4.
7 Заказ 1948
97
7 4. ЭКСПЛУАТАЦИЯ И РЕМОНТ ЭЛЕМЕНТОВ СИСТЕМ
ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
При монтаже и ремонтах парораспределительных клапанов
(стопорных, регулирующих и сбросных) необходимо убедиться
в их плотности при посадке на, седло по краске. При этом
при посадке чаши клапана на седло контакт между этими
деталями должен быть по замкнутой окружности. В случае
если контакт между седлом и чашей клапана отсутствует на
дуге окружности менее 90', рекомендуется для достижения
плотности выполнить притирку седла и клапана. Если контакт
между седлом и чашей клапана отсутствует на дуге более
90 , следует откорректировать центровку чаши клапана от-
носительно седла. При этом возможна проi очка центриру-
ющего буртика крышки, который входит в расточку коробки
клапана и определяет соосность расточки буксы и седла.
Несоосность седла и чаши клапана кроме разуплотнений
системы парораспределения способствует ускорению износа
деталей клапанов. При посадке на несоосное седло чаша
клапана «опрокидывается», что приводит к изгибным дефор-
мациям штока, а в некоторых случаях к заклиниванию
направляющих деталей клапана, гильзы в корпусе (или в на-
правляющей части крышки), гильзы и буксы, шлицевых
соединений. Наиболее опасны при этом деформации штока
Под действием большой ударной нагрузки при посадке чаши
клапана на седло (например, при срабатывании защиты)
в штоке возникают большие напряжения, особенно в галтели
между телом и головкой штока, где наиболее вероятно
появление и развитие усталостной трещины.
При ремонтах и ревизиях клапанов рекомендуется:
проверить шток клапана на отсутствие искривлений; до
пускаемый бой не должен превышать 0,05 мм на длину штока;
проверить перпендикулярность опорной поверхности фланца
горизонтального разъема (между коробкой клапана и крышкой)
крышки к оси запрессованной в нее буксы; отклонение не
должно превышать 0,03 мм;
проверить перпендикулярность опорной поверхности гори-
зонтального разъема фланца паровой коробки клапана к оси
седла; отклонение не должно превышать 0,03 мм;
проверить совпадение осей буксы и седла; допускаемая
несоосность не более 0,05 мм.
Пригонка соосности седла и буксы может производиться за
счет смещения крышки с проточкой ее по центрирующему пояску.
Положение крышки после выполнения центровки клапана должно
фиксироваться двумя горизонтальными цилиндрическими штиф-
тами, которые устанавливаются в зазор между фланцами крышки
и паровой коробки под углом 90° один к другому.
98
При проточке посадочных поверхностей ремонтных букс
(или седел) несоосность этих поверхностей относительно рас-
гочки буксы (седла) не должна превышать 0,02 мм.
Причиной неполадок в системах парораспределения часто
бывает выпрессовка седел. При изготовлении турбины на
заводе седло устанавливается в расточку гнезда паровой
коробки с натягом до 0,5 мм. Чтобы этот натяг не ослаб,
необходимо на режимах пуска и остановки турбины поддер-
живать рекомендованный заводом-изготовителем температур-
ный режим металла паровых коробок клапанов. Если при
прогреве перед разворотом и при нагружении турбин увеличить
скорость прогрева коробки клапана сверх рекомендованной
заводом, то седло, как менее массивная деталь, прогревается
шачительно быстрее. При этом седло увеличивалось бы
в размерах, если бы его не обжимала по посадочной
поверхности более массивная и холодная коробка клапана.
На посадочном диаметре седла и коробки появляются кон-
тактные напряжения, которые могут достигнуть предела те-
кучести металла седла при его перегреве относительно паровой
коробки на 50 100° С. Происходит обмятие седла по посадоч-
ному диаметру и ослабление посадки при последующем
прогреве паровой коробки. Регулярные перегревы седла после
нескольких циклов приводят к исчезновению натяга, а при
остановках турбины с расхолаживанием между седлом и клапа-
ном может образоваться зазор по посадочной поверхности,
гак как температурный градиент между седлом и паровой
коробкой приобретает знак, противоположный возникающему
при перегреве седла
Исследования, выполненные в лаборатории завода, пока-
зали, что на седло в некоторых режимах развивается выпрес-
соБывающее усилие в 100—150 кН. Если оно превышает силу,
удерживающую седло в паровой коробке за счет натяга, седло
будет сдвигаться При этом выпрессовывающееся седло вызы-
вает серьезные неполадки системы парораспределения, приво-
дит к снижению экономичности турбоустановки, создает ава-
рийные ситуации.
При эксплуатации турбины не всегда удается точно опре-
делить факт выпрессовки седла, но в большинстве случаев
выпрессовка его проявляется достаточно ярко’ наблюдаются
самопроизвольные броски нагрузки (на 10—-30% номинальной),
металлические стуки в клапанах, вибрация колонок клапанов
и паропроводов (здесь под колонкой клапана подразумевается
сборный модулы паровая коробка—клапан—сервомотор). При
появлении признаков выпрессовки седла турбина должна быть
остановлена и сомнительный клапан необходимо подвергнул,
ревизии. При остановках турбин всегда следует эаписыва i ь
в вахтенный журнал положение сервомоторов (или чаш
»Ю
клапанов) по шкале. Если сервомотор не достиг крайнего
положения на закрытие, не следует осаживать его ударами или
расхаживанием, а необходимо выяснить причину зависания
сервомотора. При ревизиях клапанов всегда необходимо прове-
рить посадку седла осмотром зачеканки его в коробке клапана,
проверкой размера от упорного буртика седла до плоскости
разъема коробки, легким постукиванием медным молотком.
Сила, удерживающая седло в паровой коробке, создается
натягом посадки. Зачеканка седла в паровой коробке не может
создать серьезных препятствий выпрессовке седла и, скорее,
служит сигнализатором его надежной посадки. Если при
ревизии клапана чеканка отогнута или сколота, вероятность
подвижности седла высока и надо тщательно проверить
состояние деталей клапана, посадку седла, восстановить чекан-
ку, а в дальнейшем следить за работой этого клапана, не
допуская работы турбины при появлении ненормальностей
в работе клапана и признаков выпрессовки седла, которая
всегда сопровождается повреждением деталей.
В качестве дополнительного стопорения седла от выпрессов-
ки применяется установка штифтов в седло через стенку
паровой коробки (например, штифт 3 на рис. 7.5) При этом
предпочтительна установка штифта по возможности ближе
к упору седла. Стопорение штифтом не предотвращает выпрес-
совку седла. Это необходимо учитывать при эксплуатации
турбины и обеспечивать рекомендованные заводом режимы
прогрева металла. Регулярные нарушения режимов прогрева
металла при переходных режимах турбины могут быстро
привести к исчезновению натяга в посадке седла, к срезанию
стопорных штифтов, выпрессовке седла и аварии.
Выпрессовка седел, как показывает опыт эксплуатации,
может привести к следующим неполадкам: уменьшению по-
садочного диаметра седла, повреждению деталей клапана,
обрыву упорного буртика седла, смятию и сколу упорных
и посадочных поверхностей коробки клапана, срезу штифтов,
растрескиванию и вырыву металла вокруг штифтов, вибрации
паропроводов и обрыву их подвесок. Эти и подобные им
повреждения могут наблюдаться в различных сочетаниях.
Для восстановления нормального натяга в ослабленных
посадках седел можно применить наплавку поверхности седла
электродами марки ЭА395/9. При наплавке поверхность седла
должна быть зачищена до металлического блеска и обезжирена.
Наплавку необходимо производить без подогрева и последу-
ющей термообработки, при постоянном токе 80—90 А с об-
ратной полярностью, электродами диаметром 3 мм, в один-два
слоя, с тщательной заделкой кратеров. Седла изготавливаются
из материалов, электросварка которых не рекомендуется,
поэтому указанный режим наплавки необходимо тщательно
100
соблюдать, наплавку вести «холодно», не допуская местного
нагрева седла более 70—100° С.
Наплавленную поверхность седла обработать по наиболь-
шему диаметру посадочного отверстия в коробке, увеличенному
на величину натяга, согласно технической документации завода-
изготовителя. После обточки наплавленного слоя и шлифовки
его до седьмого-восьмого класса шероховатости поверхности
необходимо выполнить контроль наплавленного металла трав-
лением на отсутствие трещин. При обработке седла необходимо
обеспечить соосность посадочной поверхности и поверхности
внутренней расточки до 0,02 мм. Установленное в коробке
седло следует застопорить сверху металлом коробки, начеканен-
ным на четырех (трех или двух) участках длиной 50—70 мм.
Если конструкция паровой коробки допускает установку стопор-
ных штифтов, то необходимо установить их.
Если в результате выпрессовки седла произошло повреж-
дение посадочных поверхностей седла и коробки, то после
восстановления поверхности коробки и проточки седла между
ними деталями может образоваться большой зазор—до
3—5 мм на сторону. В таком случае нежелательно производить
наплавки больших объемов аустенитными электродами. Целесо-
образно на седло установить промежуточную втулку, которая
в конечном счете будет посажена с натягом по внутренней
и наружной поверхностям. Материалом для изготовления
|акой втулки может служить отрезок трубы для паропровода
свежего пара или горячего промперегрева.
Для выведения забоин на профильной и запорной повер-
хностях клапана допускается шлифовка с равномерным снятием
слоя металла до 0,2 мм. При повреждениях, имеющих большую
глубину дефектов, клапан рекомендуется заменить или со-
гласовать технологию ремонта с заводом. Поршневые кольца,
имеющие задиры, смятия, повреждение замка, истирание
наружного диаметра более чем на 1 мм, штоки клапанов,
имеющие разрывы и трещины в металле, искривление более
0,05 мм на длину штока, подлежат замене. Буксы и направ-
ляющие детали клапана, имеющие поврежденные (разбитые)
шлицевые поверхности или поверхности шпоночных пазов
и шпонок, также подлежат замене. Всегда подлежат замене
буксы, если в них деформированы поверхности внутренних
расточек вследствие обмятия их штоком под действием
поперечных колебаний клапана.
Корпусные детали узлов парораспределения — коробки кла-
панов, как правило, имеют сложную конфигурацию. К ним
предъявляются требования малого аэродинамического сопро-
тивления, высокой длительной прочности, удовлетворительной
свариваемости. В большинстве случаев заготовки коробок
клапанов выполняются из стачьн г литья марки 15Х1МИЛ.
101
Штоки клапанов изготавливаются из стали марок
18Х11МНФБ-Ш и 15X11 МФ. К материалу штоков предъявля-
ются высокие требования по прочности, жаропрочности, показа-
телям пластичности. Для температур пара до 500 С возможно
применение стали 25Х2МФА Марки стали с удовлетворитель-
ными характеристиками прочности и жаропрочности, но с по-
ниженными показателями пластичности, склонные к охрупчива-
нию, чувствительные к надрезам, применять для изготовления
штоков клапанов недопустимо
Патрубки коробок (пароприемные и пароотводящие), в за-
висимости от их конфиг урации, могут изготавливаться из
литья, поковок, проката шали 15Х1М1Ф или 12X1 МФ. Эти
же материалы применяются для изготовления клапанов, букс
и закрепленных на них деталей
Для изготовления седел используются стали Р2М и Р2МА,
уплотнительных колец—XI8H9T, 12Х18Н10Т, О8Х18Н1ОТ, по-
ршневых колец—18Х11МНФБ, 15X11 МФ и 1X11 МФ, крепеж-
ных деталей — 20Х1М1ФI-тр, 25X1 МФ и 25Х2М1Ф
Глава восьмая
СИСТЕМА АВТОМАТИЧЕСКОГО
УПРАВЛЕНИЯ, РЕГУЛИРОВАНИЯ И ЗАЩИТЫ
81. СОВРЕМЕННЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К СИСТЕМАМ
АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ТУРБИН
Процесс управления турбинной установкой во время экс-
плуатации складывается из следующих операций’
1.	Поддержание стабильного режима работы турбины (за-
данной мощности или частоты вращения) или изменение этого
режима, например согласно диспетчерскому графику. К таким
изменениям режима следует отнести также пуск турбины,
переход на холостой ход после сброса нагрузки и т. л. Все
эти операции управления связаны с изменением расхода пара
в турбину в большинстве случаев с помощью регулирующих
клапанов
2.	Стабилизация параметров вспомогательных систем тур-
боустановки—давления пара в коллекторах уплотнений, тем-
пературы масла на смазку, уровня в конденсаторе и т п
Для поддержания каждого из таких параметров имеются свои
регулирующие системы.
3.	Включение и отключение насосов и других механизмов
турбоустановки, а также изменение положения запорной ар-
102
матуры во время ввода в работу различных систем турбины
пни же при включении резервного оборудования.
4	Аварийное отключение турбины и вспомогательного
оборудования при возникновении недопустимых отклонений
в работе.
Операции управления турбинной установкой в последнее
время все в большей мере автоматизируются. Среди всех
операций наиболее важным и ответственным является управле-
ние расходом пара в турбину, которое осуществляется посред-
ывом системы автоматического регулирования (САР) Системы
регулирования турбин ЛМЗ на сверхкритическое давление
конструктивно значительно отличаются от имеющихся на
।Урбинах меньшей мощности. При этом они однотипны для
всей серии турбин СКД В основе разработки САР лежали
гребования, предъявляемые к регулированию современных
конденсационных турбин для мощных энергоблоков.
Эти требования изменяются с развитием турбостроения
н смежных отраслей техники. Применительно к турбинам
СКД к появлению новых требований привели существенное
изменение динамических характеристик турбин из-за введения
промежуточного перегрева пара, относительного снижения (по
о । ношению к мощности) момента инерции валопроводов
1! необходимость привлечения турбоагрегатов к решению задач
устойчивой работы энергосистем. Все это стимулировало
разработку электрогидравлических систем регулирования. Блоч-
ный принцип работы котла и турбины, внедренный одновремен-
но с проектированием турбин СКД, потребовал реализовать
в рамках САР турбины меры по согласованию режимов
работы этого оборудования. Переход в настоящее время на
микропроцессорную технику в системах регулирования турбин
позволяет по-новому решить вопросы диагностики работы
оборудования, оптимизации процессов управления и т. п.
Приведем основные требования к САР турбин СКД.
Противоразгонная защита турбины. При отключении гене-
ратора от сети система регулирования должна так быстро
Ьакрыть регулирующие клапаны, чтобы частота вращения не
достигла установки срабатывания автомата безопасности, на-
CIраиваемого обычно на ПО—112% от номинальной частоты
вращения. Помимо эксплуатационных преимуществ, связанных
с возможностью быстрого повторного включения генератора
в сеть, удержание сброса нагрузки САР турбины необходимо,
гак как обеспечивает первую ступень противоразгонной за-
щиты В случае отказа САР должна сработать 2-я ступень
защиты — автомат безопасности. Однако и после их срабатыва-
ния требуется еще некоторое время на закрытие стопорных
клапанов и на истечение пара, содержащегося в трубопроводах
между клапанами и проточной частью и в цилиндрах турбины.
103
Заброс частоты вращения в этом случае неизбежно будет
превышать уставку срабатывания регулятора безопасности.
Международными нормами оговаривается, что даже в таком
маловероятном случае, как выход из строя системы регулирова-
ния и работе только одной системы защиты, заброс частоты
вращения при сбросе полной нагрузки должен быть ограничен
величиной 120%, при которой обеспечивается прочность всех
вращающихся деталей.
Вместе с тем наряду с уменьшением постоянной времени
разгона турбины Т& (6,7, 6,0 и 5,1 с соответственно для
турбин 300, 500 и 800 МВт по сравнению, например, с 9 с у тур-
бины 100 МВт), где Та—время, в течение которого при сбросе
номинальной нагрузки и неподвижных регулирующих клапанах
частота вращения увеличивается на 100%, у турбин СКД для
повышения маневренности и технологичности изготовления
потребовалось снять регулирующие клапаны с цилиндров. Это
привело к увеличению объемов пара между клапанами и цилин-
драми и к заметному дополнительному разгону турбины даже
при мгновенном закрытии клапанов. Столь неблагоприятные
обстоятельства потребовали максимально увеличить быстро-
действие системы регулирования на закрытие (клапаны за-
крываются через 0,15—0,2 с после подачи сигнала) и внедрить
ряд специальных устройств, г ым образом, в составе
электрической части САР.
Участие турбины в противоанарийном регулировании энерго-
систем. При возникновении короткого замыкания на линиях
электропередачи (ЛЭП) мощность генератора, расположенного
вблизи участка линии с коротким замыканием, падает, гене-
ратор начинает ускоряться вследствие избыточной мощности
турбины, угол между векторами ЭДС генератора и напряжения
ЛЭП увеличивается. Если в результате в момент отключения
участка с коротким замыканием и восстановления напряжения
угол между вектором ЭДС генератора и напряжением линии
окажется больше предельного, при котором мощность гене-
ратора равна мощности турбины, то генератор будет продол-
жать ускоряться, синхронная работа генератора с сетью
нарушится. Произойдет потеря динамической устойчивости
ЛЭП. При отключении участка с коротким замыканием
конфигурация системы ЛЭП может измениться таким образом,
что максимальная передающая способность линий, оставшихся
в работе, окажется недостаточной для передачи прежней
мощности агрегата. Тогда даже при отсутствии нарушения
динамической устойчивости произойдет нарушение синхронной
работы: будет потеряна статическая устойчивость. Нарушение
статической устойчивости может произойти и без коротких
замыканий, например при переключении линий или неправиль-
ном регулировании обменной мощности.
104
Для предотвращения потери устойчивости ЛЭП предусмат-
ривается специальная противоаварийная автоматика энергоси-
стем (ПА). Устройства ПА воздействуют на изменение кон-
фигурации системы ЛЭП, на возбуждение генератора, увели-
чивая напряжение и мощность генератора, и на уменьшение
мощности турбины. Наибольшие трудности с обеспечением
динамической устойчивости возникают при коротком замыка-
нии вблизи генератора. В этом случае требуется весьма быстро
снизить мощность турбины, чтобы предотвратить выпадение
из синхронизма. Наиболее распространенным способом быст-
рого уменьшения мощности на передающем конце ЛЭП
является отключение генератора устройствами ПА. Такое
построение ПА изменило ситуацию со сбросом нагрузки. Если
раньше сбросы происходили достаточно редко (в среднем
0,3 раза в год на агрегат) и, главным образом, при нарушениях
в шинопроводах генератора, то в результате действия ПА
число сбросов нагрузки на ряде блоков стало на порядок
больше. Сохранение турбоагрегата в работе при сбросе следует
понимать не только как условие противоразгонной надежности
турбины, но и как важный элемент ПА энергосистем. Это
повышает требования к САР по удержанию сброса нагрузки,
устойчивой работе на холостом ходу и нагрузке собственных
нужд, в том числе и в режиме «квазистатики», когда давление
в промперегреве еще близко к номинальному и регулирование
осуществляется клапанами ЦСД. Такая устойчивая работа
нужна, чтобы можно было быстро повторно включить гене-
ратор в сеть и предотвратить длительный дефицит мощности
в энергосистеме после аварии.
С появлением электрогидравлических систем регулирования
стало возможным использование для быстрого снижения
мощности турбины так называемой импульсной разгрузки,
при которой по сигналам ПА производится кратковременное
быстрое закрытие клапанов турбины с последующим через
несколько секунд восстановлением режима работы. Из-за
наличия паровых объемов и времени закрытия клапанов
эффективность импульсной разгрузки для сохранения динами-
ческой устойчивости меньше, чем при отключении генератора.
Поэтому требуется привлечение к разгрузке большего числа
турбин, однако для блока процесс разгрузки несравненно
легче, чем полный сброс нагрузки. Внедрение импульсной
разгрузки позволяет значительно уменьшить число отключений
генератора устройствами ПА, сохранив этот режим лишь для
самых тяжелых случаев. В настоящее время общепринято,
что для импульсной разгрузки достаточно того же быстро-
действия САР, какое требуется для удержания сброса нагрузки.
Для сохранения статической устойчивости также требуется
разгрузка турбины, но длительная, причем снижение мощности
105
может быть выполнено значительно медленнее (за 1—2 с)
Однако требуется высокая точность отработки задания на
снижение мощности, поскольку в противном случае потребо-
валась бы разгрузка с большим запасом, что в условиях
дефицита мощности в послеаварийном режиме крайне неже-
лательно. Это требование отразилось на структуре САР
привело к введению специальных устройств регулирования
мощности с точностью 2—3% номинальной мощности (см.
§ 8 5)
Малое изменение средней мощности турбины при возникнове-
нии качаний частоты и мощности в энергосистеме. Электрическим
системам свойственно малое демпфирование Поэтому любые
изменения схемы ЛЭП (включение и отключение линий,
агрегатов) сопровождаются заметными синхронными качани-
ями мощности генераторов и частоты. Качания наблюдаются
также при несинхронном ходе соседних агрегатов и т п Сами
по себе эти качания не могут вызвать каких либо нарушений
устойчивой работы энергосистемы. Но если при этом из-за
неблагоприятных статических и динамических характеристик
регулирования турбины произойди! значительное изменение
средней мощности турбины, это может привести к перегрузке
отдельных ЛЭП и вызвать аварийную ситуацию в энергоси-
стеме. Принимается, что при качаниях электрической мощности
генератора с частотой 0,5 2,0 Гц и амплитудой качаний,
равной 50% номинальной мощности, снижение средней мощ-
ности турбины не должно превышать 25%. а повышение—5%
исходной мощности турбины. На снижение средней мощности
гурбины влияют работа вблизи физических упоров сервомо-
торов и динамическая несимметрия САР. Скорость движения
сервомоторов на открытие по ряду причин обычно меньше,
чем скорость закрытия, поэтому при качаниях наблюдаются
постепенное прикрытие клапанов и уменьшение средней мощ-
ности турбины Но наиболее неблагоприятное влияние ока n.i
вает неправильное применение в САР всевозможных форсиру-
ющих устройств, используемых для удержания сброса нагрузки
и увеличивающих динамическую несимметрию. Учет этого
обстоятельства должен быть обязательным при выборе струк-
туры САР
Участие турбины в первичном регулировании частоты эне-
ргосистемы. Под первичным регулированием частоты понима-
ется изменение мощности турбины при изменении частоты,
осуществляемое непосредственно регулятором частоты враще-
ния турбины без вмешательства специальных регуляторов
энергосистемы. Последние выполняют вторичное регулирование
частоты и мощности с учетом экономических критериев,
воздействуя на специально выделенные для этой цели агрегаты
и электростанции. Величина изменения мощности при измене-
106
ппи частоты определив гея степенью неравномерности 5 (статиз-
мом) и степенью нечувствительности е системы регулирования
। урбины С развитием и объединением энергосистем мгновен-
ные отклонения частоты от среднего значения стали незна-
чительными [2]. Даже при отключении такого мощного блока,
как блок 800 МВт, отклонение частоты невелико Однако роль
первичного регулирования нисколько не уменьшается ни в нор-
мальных, ни, тем более, в аварийных режимах работы
шергосистем Объединенные энергосистемы представляют со-
I бой крупные части (системы), связанные относительно слабыми
ЛЭП. Разная способность этих крупных частей к изменению
мощности при изменении частоты (разный статизм энергоси-
стем, который определяется статизмом и нечувствительностью
И составляющих энергосистему агрегатов) приводит к перегрузке
1 отдельных ЛЭП, усложняет регулирование и ограничение
I обменной мощности, передаваемой по этим ЛЭП. С этой
II очки зрения требования к САР были ужесточены. Уменьшен
допуск на величину 6 (согласно [4] 6 = 4,5+ 0,5%), уменьшена
величина е (по [4] требуется е = 0,06%) Представляется также
V неприемлемым стремление исключить из участия в первичном
 регулировании частоты путем существенного увеличения степе-
ни неравномерности мощные энергоблоки, турбоагрегаты ТЭЦ,
 хотя во вторичном регулиро нии частоты участие может
 быть необязательным.
Еще более возрастает роль первичного регулирования
V частоты в аварийных и гюслеаварийных режимах, когда
происходит разделение объединенной энергосистемы на ряд
I мелких систем с дефицитом или избытком мощности в них.
Первичное регулирование турбин в этом случае является
наиболее эффективным средством предотвращения развития
аварии, и основным требованием является участие в этом
регулировании всех энергоблоков.
Пожарная безопасность систем регулирования. Выполнение
регулирования турбин без применения гидравлических испол-
нительных механизмов практически невозможно Однако ис-
пользуемое в гидросистемах нефтяное масло являлось одним
из главных источников пожаров на электростанциях. Число
пожаров, вызываемых авариями регулирования, составляет
40%, систем смазки 60% Однако убытки от пожаров в системе
регулирования за год оцениваются вдвое выше, чем в системе
смазки, т. е., пожары из-за повреждении в системе регулирова-
ния бывают более разрушительными. При переходе к турбинам
СКД и использовании нефтяных масел в САР пожароопасность
дополнительно увеличилась, так как стало невозможным
разместить все узлы регулирования в одном блоке, потребо-
валось выполнить регулирующие клапаны с индивидуальным
приводом, протяженность маслопроводов высокого давления
107
резко увеличилась. Можно говорить об отключении насосов,
чтобы исключить подачу масла в очаг начавшегося пожара.
Однако эффективность этого мероприятия в случае больших
повреждений, вызвавших пожар (например, разрыв маслопро-
вода), невелика. Через 2—3 мин, которые потребуются для
обнаружения пожара и принятия решения об отключении
насосов, значительная часть маслобака будет опорожнена.
Для турбин ЛМЗ в качестве генерального направления
обеспечения пожаробезопасности было выбрано применение
огнестойкого турбинного масла. Вся работа проводилась
в тесном сотрудничестве с ВТИ им. Дзержинского, разработа-
вшим все отечественные огнестойкие масла для паровых
турбин. Применение рабочей жидкости с вязкостно-температур-
ными и смазывающими свойствами, аналогичными нефтяному
турбинному маслу, облегчало создание быстродействующих
высокоточных систем регулирования и позволяло использовать
накопленный опыт проектирования гидравлических систем.
Освоение же огнестойких масел в системах регулирования
дало опыт замены нефтяного турбинного масла и в системах
смазки, чтобы полностью исключить опасность масляных
пожаров.
Изложенные выше требования были новыми или приобрели
в определенной мере новое содержание при проектировании
турбин СКД. Они обусловили специфические особенности,
отличающие системы регулирования этих турбин от выпускав-
шихся ранее. Кроме них при создании турбин СКД учиты-
вались, разумеется, и такие традиционные требования, как
необходимые запасы устойчивости систем регулирования с уче-
том волновых процессов в трубопроводах, сохранение харак-
теристик регулирования при возможном загрязнении масло-
системы или отклонениях параметров рабочей жидкости,
удобство наладки и обслуживания и т. п.
8 2. ОСНОВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ СИСТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ТУРБИН СКД
Системы регулирования турбин ЛМЗ, разработанные с уче-
том изложенных в § 8.1 требо ний, имеют следующие от-
личительные особенности.
1.	Системы регулирования выполняются электрогидравли-
ческими. Гидравлическими выполнены все сервомоторы, не-
которые промежуточные усилители, датчик частоты вращения,
система противоразгонной защиты. Объем функций, возложен-
ных на электрическую часть системы (ЭЧСР), различен для
турбин разных типов. Наличие ЭЧСР позволило, в первую
очередь, ввести воздействия на мощность турбины от ПА
энергосистем, получить требуемое качество работы САР,
108
упростив при этом гидравлическую часть. Отличительная
особенность турбин ЛМЗ состоит в том, что сигнал ЭЧСР,
определяющий протекание большей части переходных процес-
сов, в установившемся состоянии близок к нулю. Поэтому
отключение ЭЧСР не приводит к существенному изменению
мощности и случайный отказ, например потеря питания, не
требует остановки турбины. Оставшаяся в работе САР имеет
худшие статические и динамические характеристики, и такой
режим не должен быть длительным. Однако возможность
отключения и включения ЭЧСР практически без изменения
режима работы турбины упрощает процесс освоения элект-
рогидравлических систем в эксплуатации. Разработка всех
типов ЭЧСР для турбин ЛМЗ осуществлена ВЭИ им. Ленина.
В настоящее время накоплен большой опыт работы ЭЧСР,
созданы различные типы датчиков частоты вращения, элект-
рогидравлических преобразователей и других устройств. На
турбинах СКД теперь устанавливаются ЭЧСР третьего поколе-
ния—на базе микропроцессорной техники.
2.	Рабочей жидкостью в гидравлической системе является
огнестойкое турбинное масло. В настоящее время применяются
масла ВТИ марки «Иввиоль-3» и ОМТИ. Их основные
физико-химические характеристики приведены в гл. 9. Хотя
при создании огнестойких масел стремились максимально
приблизить их свойства к свойствам нефтяного масла Т-22,
ГОСТ 32-74, эти огнестойкие масла, относящиеся к классу
эфиров фосфорной кислоты, имеют ряд существенных особен-
ностей, которые должны быть учтены при конструировании,
эксплуатации и ремонте гидросистем. Подробно эти вопросы
рассмотрены в гл. 9. Наибольшее влияние на конструкцию
САР оказала и оказывает более высокая стоимость огнестойких
масел. По-видимому, разница в стоимости по сравнению
с нефтяным маслом в 5—6 раз сохранится и далее. Вопрос
же токсичности, имевший большое значение при применении
первых огнестойких масел, практически решен. Масло ОМТИ
относится по токсичности к тому же классу, что и минеральное
турбинное масло [1 ] Масло «Иввиоль-3» имеет несколько
большую токсичность, однако 20-летний опыт его эксплуатации
подтвердил, что она также невелика и достаточно соблюдения
обычных правил личной гигиены и работы в обычной спец-
одежде.
Особенности огнестойких масел были своевременно учтены
при проектировании систем регулирования. В основу проек-
тирования гидросистем был положен принцип максимального
уменьшения расхода и минимальной аэрации масла (§ 8.4).
Это позволило для турбин 300—1200 МВт создать систему
регулирования с общим количеством масла в 8—10 раз
меньше, чем для турбин предыдущей серии мощностью до
109
200 МВт, и тем самым обеспечить широкое внедрение ог-
нестойких масел в САР турбин разных типов
3.	Маслосистема регулирования турбин СКД отделена от
системы смазки подшипников Вначале это было связано
с тем, что в первую очередь замена нефтяного масла
огнестойким проводилась в системе регулирования. Опыт
проектирования и эксплуатации показал, что разделять смазку
и регулирование, устанавливая раздельные баки, целесообразно
при применении огнестойкого масла также и в системе смазки
Системы регулирования к рабочей жидкости по содержанию
механических примесей, шлама, воздуха и т п. предъявляют
более жесткие требования, которые в объединенной со смазкой
маслосистеме обеспечит значительно труднее Маслоснабже-
ние выполняется с помощью электронасосов, а не насоса,
приводимого от вала турбины Отраничение мощности
электродвигателей и трудности создания аккумуляторов боль-
ших размеров для работы на огнестойком масле привели
к необходимости ограничивать расходы масла и считаться
с возможностью падения напорного давления в динамических
режимах. Это потребовало разработки системы с двумя
напорными коллекторами —стабилизированного и нестабили-
зированного давления Выполнение двух коллекторов позво-
лило при сохранении максимального быстродействия системы
надежно отстроиться от возникновения в системе регулирова-
ния автоколебаний при огранич ном расходе рабочей жид-
кости.
4.	На подводе пара после промежуточного перегрева уста-
навливаются как стопорные, так и регулирующие клапаны
Дублирование клапанов на паровпуске ЦСД необходимо ччя
надежной защиты от разгона, поскольку работоспособность
пара, аккумулированного в промперегреве, достаточна для
недопустимо большого повышения частоты вращения при
отключении генератора от сети Следует считаться, кроме
того, с возможностью подвода свежего пара в промперегрев
через клапаны линии прогрева системы паропроводов, резерв-
ного питания собственных нужд и другие клапаны, которые
в момент сброса нагрузки могут оказаться открытыми
Регулирующие клапаны ЦСД приводятся в движение сер-
вомоторами с пропорциональным управлением, т. е. эти кла
паны могут длительно находиться в промежуточном положе
нии, пропорциональном сигналу регулятора частоты вращения
Такой закон управления клапанами ЦСД нужен для того,
чтобы устойчиво, без автоколебаний работать на холостом
ходу после сброса нагрузки, на нагрузке собственных нужд,
в режиме ограничения мощности и т п. Нужно заметить,
что пропорциональное управление клапанами ЦСД позволило
легко использовать турбины СКД в турбоустановках с двухбай
НО
насними пусковыми схемами, в которых раз. трот и начальный
период нагружения обеспечивается с помощью клапанов ЦСД.
5.	Требуемые статические и динамические характеристики
системы регулирования турбин СКД достигаются ± ’'тем по-
следовательного включения нескольких ступеней гидраъ гичес-
кого усиления без использования обратных связей, охватыва-
ющих несколько ступеней усиления, что упрощает получение
нужных запасов устойчивости, позволяет, в основном, раз-
дельно отрабатывать и налаживать узлы системы регулирова-
ния Для золотников гидросистемы применяются сравнительно
большие перестановочные силы. В сочетании с непрерывной
фильтрацией масла, предотвращающей занос зазоров между
буксами и золотниками, для обеспечения малой нечувствитель-
ности нет необходимости в специальных мерах по гидрав-
лической центровке золотников или их непрерывному враще-
нию Заметим, что вращение золотников, повышая чувст-
вительность гидросистемы, одновременно приводит к износу
деталей и уменьшению срока службы. В усилителях применя-
ется как принцип компенсации расходов, что позволяет удобно
суммировать гидравлические сигналы от разных датчиков, так
и (на следующей ступени усиления) принцип компенсации сил,
который дает возможность параллельного управления несколь-
кими гидравлическими сервомоторами. Для привода клапанов
применены индивидуальные сервомоторы с профилированными
рычажными обратными связями, позволяющими выполнить
непосредственное соединение сервопривода с клапаном.
8 3 ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Принципиальна!! схема регулирования. Схема гидравлической
части одинакова для всех типов турбин СКД (рис. 8 I).
Регулирующие клапаны турбины открываются гидравлическими
сервомоторами в заданной последовательности в зависимости от
суммы воздействий, большинство из которых формируется
в электрической части. Воздействия ЭЧСР передаются в гидрав-
лическую часть системы через электрогидравлический преобразо-
ватель (ЭГП) и электродвигатель механизма управления турби-
ной (МУТ). Суммирование сигналов ЭГП, МУТ и механогидрав-
иического регулятора частоты вращения происходит в проточ-
ной гидравлической линии постоянного давления, выходной
? сигнал которой — перемещение подвижной буксы промежуточно-
го золотника. В промежуточном золотнике перемещение буксы
преобразуется в переменное управляющее давление ру, действу-
ющее на отсечные золотники всех сервомоторов регулирующих
клапанов Давление ру меняется пропорционально ходу буксы
промежуточного золотника, но при нагрузках меньше 15%
коэффициент пропорциональности уменьшается в 2 раза.
111
Рис. 8 1 Принципиальная схема регулирования:
I—регулятор частоты вращения, 2—золотники регулятора частоты; 3—механизм
управления турбиной, 4—промежуточный золотник, 5 — сервомотор регулирующего
клапана ЦВД; 6—сервомотор регулирующего клапана ЦСД, 7—электрогидравлический
преобразователь, 8—насос; 9—управляющая гидравлическая линия постоянного давления
Рз.р.41 /О—подвижная букса; 11 — управляющая гидравлическая линия переменного
давления pt, 12—отсечной золотник, 13—напорная гидравлическая линия с давлением р„,
14—букса обратной связи сервомотора, 15—поршень сервомотора
Сервомоторы регулирующих клапанов закрываются пру-
жинами, а открываются давлением масла, имеют кинематичес-
кую обратную связь на отсечной золотник. Требуемые харак-
теристики открытия сервомоторов в зависимости от ру получа-
ются выбором профилей кулаков в обратных связях. Сум-
марное открытие всех клапанов выбирается таким, чтобы
зависимость между мощностью и давлением ру была пропор-
циональной (при работе с постоянным давлением свежего
пара). Регулирующие клапаны ЦВД имеют индивидуальные
сервомоторы. Сервомоторы регулирующих клапанов ЦСД на
турбинах большой мощности перемещают по два клапана.
Несмотря на значительное различие в размерах испол-
нительных сервомоторов, удалось при высоком быстродействии
САР выполнить унифицированными промежуточные усилители
и маслонапорную станцию. Промежуточные ступени усиления
размещены в двух блоках. В коробке регулирования, установ-
ленной на корпусе переднего подшипника турбины, находятся
регулятор частоты вращения с золотником и механизмом
112
управления, автоматом безопасности с золотниками, электро-
магнитные выключатели защиты. В колонке регулирования,
расположенной рядом на площадке обслуживания турбины,
размещены промежуточный золотник и ЭГП. Маслонапорная
(станция, состоящая из бака емкостью 5,5 м3 с двумя вер-
стальными электронасосами с напором 4,5 — 5 МПа, фильтра-
ми и маслоохладителями, размещена на полу конденсационного
помещения Большая унификация систем регулирования кроме
технологических преимуществ позволила резко сократить пери-
од отработки САР новых турбин.
Способы уменьшения расхода масла в гидросистеме. Следует
учитывать, что расходы масла в статических (установившихся)
и в динамических режимах, когда требуется обеспечить необ-
ходимую скорость движения сервомоторов, различны. Рас-
смотрим ряд конструктивных и схемных решений, направлен-
ных на уменьшение расхода масла
I Следящий золотник регулятора частоты вращения. Гид-
равлический усилитель типа «подвижное сопло—заслонка»
широко используется для усиления сигналов датчиков, особенно
при малых рабочих ходах и перестановочных усилиях датчиков.
Золотник 2 (рис. 8 1) находится в равновесии при равенстве
усилий, создаваемых напорным давлением на меньшую
площадь дифференциального поршня и давлением р пл боль-
шую его площадь Масло в камеру с давлением р пощупает
через дроссельную шайбу и выходит через зазор между соплом
и заслонкой. При изменении положения заслонки появляется
сила, заставляющая золотник следовать за заслонкой до тех
пор, пока не восстановится зазор между соплом и заслонкой
и не вернется к равновесному значению давления р. Пере-
становочное усилие гидроусилителя (усилие, которое надо
приложить, чтобы удержать золотник в неподвижном состоянии
при перемещении заслонки на расстояние, соответствующее
неравномерности регулирования) составляет 100—-3000 Н, в то
время как силовое воздействие на заслонку составляет 10—
15 Н. Постоянная времени такого усилителя менее 0,01 с,
расход масла при диаметре сопла 3 мм всего 0,1 л/с. Чтобы
уменьшить влияние на заслонку изменения напорного давления
для питания усилителя в необходимых случаях с помощью
редукционного клапана подается давление более низкое, чем
напорное Если редукционный клапан установлен на сливе
I масла, расход возрастает до 0,3 л/с.
2.	Гидравлические сумматоры. Сумматором воздействий
является подвижная букса промзолотника 10, находящаяся
в равновесии в результате равенства усилий, создаваемых
давлением р и рн на соответствующие поверхности диф-
ференциального поршня. Масло в камеру с давлением р3 рч
поступает через регулирующие кна буксы 10 и сливается
8 Заказ 1948	113
через регулирующие окна золотников датчиков (через одно
из этих окон может быть впуск масла или впуск и слив)
В зависимости от открытия регулирующих окон золотников
датчиков (регулятор частоты вращения, электрогидравлический
преобразователь) букса 10 занимает такое положение, при
котором открытие ее окон дает равновесное значение рзрч
Постоянная времени этого усилителя—0,01—0,02 с. Расход
масла в проточной линии не остается постоянным, а зависит
от режима. Наименьший расход следует выбирать при положе-
нии буксы, соответствующем номинальной нагрузке. Это
обусловливает наибольшие перестановочные силы (около
4000 Н) именно в этом режиме Ширина регулирующих окон
выбирается исходя из требуемой постоянной времени. В выпол-
ненных конструкциях расход проточной линии меняется от
0,5 л/с на номинальной нагрузке до 2 л/с на холостом ходе.
Чтобы ограничить максимальный расход масла, длину впуск-
ного окна рассчитывают за пределы холостого хода примерно
на величину еще одного рабочего хода. Движение буксы
в этот момент перестает зависеть от ее положения, и она
скачком перемещается до упора.
3.	Передача воздействий от промежуточного золотника
к сервомоторам. Промежуточный золотник (рис. 8 1) выпол-
няется в виде одностороннего гидравлического сервомотора
с поршнем, нагруженным пружиной, и жесткой обратной
связью на отсечной золотник. Выходным сигналом является
давление масла под поршнем ру, которое подводится под
золотники исполнительных сервомоторов, расположенных на
различном расстоянии от промежуточного золотника. В такой
системе фактический расход определяется только протечками
и в зависимости от количества сервомоторов составляет
0,2—0,5 л/с
Описанная схема передачи воздействия на золотники сер-
вомоторов сочетается с конструкцией исполнительных сер-
вомоторов с кинематической обратной связью на золотник.
Исследования показали, что при одновременном управлении
несколькими одинаковыми сервомоторами с силовой обратной
связью могут возникать колебания, связанные с их проти-
вофазным движением. Поэтому целесообразно применять ки-
нематическую обратную связь. Однако в этом случае золотник
обычно получается дифференциальным, что плохо с точки
зрения как чувствительности, так и уменьшения протечек,
поскольку нужно увеличивать зазоры. Золотник одного диамет-
ра удалось сохранить, перемещая по сигналу обратной связи
буксу золотника 14. Движение поршня сервомотора 15 не
влияет на управляющее давление ру, так как подвижная букса
выполнена дифференциальной с равными площадями, нахо-
дящимися под давлением ру. Две полости, относящиеся к этим
114
поверхностям, соединены между собой, и масло при движении
подвижной буксы перетекает из одной полости в другую.
4.	Уменьшение зазоров. Протечки масла пропорциональны
шзору между золотником и буксой в третьей степени.
Уменьшение зазоров связано с повышением точности обработ-
ки деталей и степени очистки масла от механических примесей.
Приемлемые результаты получаются при зазорах 0,08—
0,12 мм при диаметре золотника 70 — 90 мм. Сравнительно
высокая вязкость масла позволяет иметь малые перекрытия
окон (примерно 0,2 мм при перемещении золотника на полный
ход сервомотора около 12 мм). В результате протечки масла
в сервомоторе с ходом 300 мм и максимальным усилием до
300 кН не превосходят 0,25—0,3 л/с.
5.	Односторонний пружинный сервомотор. Поскольку сер-
вомотор закрывается усилием пружин, дополнительное потреб-
ление масла в динамических режимах происходит только при
движении в сторону открытия, когда требования к быстро-
действию не столь велики. Поэтому, несмотря на меньшую,
примерно, на 50%, площадь поршня двустороннего сервомо-
тора, расход масла при односторонних сервомоторах может
быть в несколько раз меньше. Время движения сервомотора
на закрытие определяется требованием ограничить заброс
частоты вращения при отключении генератора от сети, которое
сводится к выполнению неравенства
Ех1.(т1+0,5Т;г+ Тр1)< Та АФмакс,
где —доля мощности регулируемого отсека турбины; т,-—
запаздывание начала уменьшения расхода через клапан от
момента отключения генератора; Tct—время движения регу-
лирующего клапана в эффективной зоне работы; Tpi—посто-
янная времени парового объема за регулирующим клапаном;
Та—постоянная времени разгона турбины; АФмакс— максималь-
но допустимое повышение угловой скорости.
При Гв = 5-=-6 с; Tpi = 0,14- 0,3 с; tf=0,05 с; АФмакс<0,09 необ-
ходимо, чтобы продолжительность закрытия сервомотора была
не более 0,1—0,2 с. Время же движения на открытие может
быть на порядок больше. Снижение времени открытия менее
1 с несущественно улучшает динамические характеристики тур-
бины при качаниях (рис. 8.2). Существенную роль начинают
играть другие нелинейности САР.
Повышение давления пропорционально уменьшает площадь
поршня и тем самым объем сервомотора и расход масла.
Для турбин СКД напорное давление было повышено с 2 до
5 МПа. Однако переход на новый уровень давления—сложная
задача, требующая переработки конструкцией узлов, преодоле-
ния технологических (зазоры, чистота обработки, жесткость
конструкции) и эксплуатационных (чистота масла, эрозия
115
Рис. 8.2. Снижение средней мощ-
ности турбины &N/N„ в зависи-
мости от продолжительности от-
крытия сервомотора Тс от холо-
стого хода до номинальной нагруз-
ки при качаниях различной
частоты
Рис. 8 3 Зависимость усилия, необ-
хо лмого для открытия клапана,
от степени открытия
и т. п.) трудностей. Следует учитывать, что при увеличении
давления масса и размеры сервомоторов практически не
уменьшаются, поскольку они определяются в основном размера-
ми пружин сервомотора Переходить на новый уровень давления
следует, очевидно, лишь во всесторонне обоснованных случаях.
6.	Сервомотор с телескопическим поршнем При заданном
уровне давления объем сервомотора можно уменьшить, при-
менив телескопический поршень. Усилие, требуемое для от-
крытия регулирующего клапана, как правило, уменьшается
по мере открытия клапана из-за уменьшения перепада на
клапан (рис. 8.3). На большей части хода необходимое усилие
значительно меньше того, которое развивает обычно сер-
вомотор. Поэтому целесообразно после определенного хода
(30—40%) дискретно уменьшать площадь поршня, примерно
в 2 раза (рис. 8.3). Расчеты показывают, что таким способом
можно в 1,5 раза уменьшить объем сервомотора и почти
в 2 раза сократить время закрытия.
7.	Последовательность открытия сервомоторов в динамике.
Таким же результативным оказывается учет реальных рас-
ходных характеристик регулирующих клапанов. В связи с по-
вышением давления за клапаном по мере его открытия
зависимость расхода пара от хода клапана имеет сугубо
нелинейный характер (рис. 8.4). После открытия клапана на
40 -50% дальнейшее его открытие увеличивает мощность
турбины только на 2—4%. Это важно с точки зрения
экономичности, но не имеет значения для динамики турбины
при больших возмущениях. Если после достижения зоны
насыщения клапана уменьшить скорость открытия сервомо-
тора, уменьшив подвод к нему напорного масла, то при
116
Рис 8 4 Изменение расхода па-
ра через клапан при его от-
крытии
Открытие клапана, %
заданной производительности маслонапорной станции можно
дать больше масла сервомоторам, клапаны которых еще не
вышли на насыщение по своей расходной характеристике.
Такой способ позволяет в 2—3 раза повысить максимальную
скорость движения сервомоторов на открытие. Если пар в одну
сопловую коробку подводится двумя клапанами, способ может
быть реализован замедлением сервомотора одного из клапанов
на всем ходе (установкой ограничительной шайбы диаметром
5 мм на подводе напорного масла). При подводе пара
в сопловую коробку через один клапан подвод масла огра-
ничивается специальным золотником с приводом от поршня
сервомотора. На ряде сервомоторов ограничение подвода
масла было выполнено путем соответствующей настройки
обратной связи сервомотора относительно неподвижной буксы,
однако такая конструкция оказалась более сложной в наладке.
Описанные способы снижения расхода масла и повышения
быстродействия САР позволили получить примерно одинаковые
динамические характеристики турбин от 300 до 1200 МВт,
используя унифицированные промежуточные усилители и мас-
лостанцию
Конструкции узлов регулирования.
1. Датчик частоты вращения. Таким датчиком в гидравличес-
кой части системы регулирования служит традиционный для
турбин ЛМЗ бесшарнирный вссрсжимный регулятор частоты
(скорости) РС-3000-5. Характеристика регулятора (зависимость
хода муфты регулятора от угловой скорости)—параболическая;
при частоте вращения около 3000 мин-1 она близка к линейной
с удельной неравномерностью 150 мин-1 на 1 мм хода муфты.
Регулятор вращается в своих подшипниках, связан с валом
турбины через шлицевой валик, допускающий смещение регу-
лятора в осевом направлении и некоторую расцентровку осей.
Конструкция подшипников привода предусматривает односторон-
нее прижатие регулятора. Для смазки подшипников регулятора
при выбеге с остановленными насосами служит бачок аварийной
117
Рис. 8.5. Блок золот ов регулятора частоты вращения турбины К-800-240
Линии:
I—дополнительной защиты, II—к буксе промежуточного золотника, III—слива, IV—к
золотникам стопорных клапанов; V—линия подачи масла для взвода золотников автомата
безопасности; VI—подвод напорного масла
смазки. Для защиты от электроэрозионных повреждений узлов
регулятора шлицевое соединение изолировано от ротора турбины
с помощью деталей из текстолита.
Сигнал муфты регулятора частоты вращения усиливается
следящим золотник м, входящим в блок золотников регулятора
118
(рис. 8.5). В блоке золотников регулятора частоты вращения
суммируются сигналы от регулятора частоты и от задатчика.
Результирующий сигнал (открытие сливного окна, образующегося
вследствие различия перемещений следящего золотника 1 диамет-
ром 85 мм и внутреннего золотника 2 задатчика диаметром
15 мм) управляет положением буксы промежуточного золотника
(см. рис. 8.1) через проточную линию постоянного давления.
Внутренний золотник 2 задатчика перемещается механизмом
управления турбиной, имеющим местный и дистанционный
привод от электродвигателя постоянного тока ПЛ-072. Пред-
усмотрена работа двигателя при двух частотах вращения.
Меньшая частота (250 мин-1) используется для дистанционного
и автоматического управления расходом пара в турбину.
Участок от холостого хода до номинальной нагрузки проходит-
ся на этой частоте примерно за 40 с. В 8 раз большая
частота вращения двигателя используется для операций по
возвращению МУТ в исходное положение при срабатывании
защиты и при подготовке открытия регулирующих клапанов.
На подводе напорного масла к подшипникам регулятора
частоты и к его золотникам установлены щелевые или сетчатые
фильтры с размерами ячейки 0,6—0,9 мм. Кроме регулятора
частоты в системе регулирования имеется электрический датчик
частоты для ЭЧСР. Первоначально для этого использовался
высокочастотный подвозбудитель генератора ГСП-4,5. Однако
крутильные колебания его ротора вносили большие искажения
в динамические процессы. Был разработан датчик ТГИ-500
с приводом от шестерни, расположенной на регуляторе ча-
стоты. Номинальная частота датчика 500 Гц. В последующем
для использования в каналах ЭЧСР, связанных с противораз-
юнной защитой, были применены электрические датчики со
звездочкой непосредственно на валу ротора (автомата безопас-
ности): ТГИ-800 и ТГИ-3000. Различие в частоте (800 и 3000 Гц)
и в мощности сигнала датчиков вызвано особенностями
использования сигнала в конкретных ЭЧСР (рис. 8.6).
2. Электрогидравлический преобразователь. ЭГП предназ-
начен для ввода в гидравлическую систему быстродействующих
Рис 8.6. Характеристики датчи-
ков частоты вращения'
/-ТГИ-800 /воЛ=2А, 2—ТГИ-
3000, U--0.3A,	3—ТГИ-500,
^оз5=0,7 А
119
Рис. 8.7. Электрогидравлический преобразователь
1—микрометрический винт; 2—катушка усравлеыия, 3—линия управления золотниками
регулятора частоты 4—напорная линия
воздействий от ЭЧСР и состоит из электромеханического
преобразователя (ЭМП) и гидравлического усилителя. На
рис. 8.1 показан ЭГП первоначальной конструкции, на
рис. 8.7—усовершенствованный преобразователь. В обоих вари-
антах ЭМП—магнитоэлектрического типа с постоянными
120
магнитами Подвижная система, на которой закреплены катуш-
ки управления, подвешена на плоских спиральных пружинах
Применение более сильного магнита позволило иметь одну
катушку и упростить сборку и центровку катушек.
Гидроусилитель выполнен в виде следящего золотника.
При нулевом токе управления золотник находится в таком
положении, при котором он не оказывает управляющих
воздействий, т е. в отсечном положении При появлении тока
золотник смещается из отсечного положения, удаляя или
подавая масло в линию управления буксой промежуточного
золотника, что вызывает соответствующее перемещение буксы.
Наличие положительного перекрытия в управляющих запле-
чиках золотника равносильно увеличению нечувствительности
ЭГП, отрицательное же перекрытие приводит к удвоению
коэффициента передачи от ЭГП к буксе промежуточного
золотника и обычно недопустимо по устойчивости САР Эти
трудности привели к введению второго следящего золотника
с увеличенным в 3 раза ходом по отношению к первому
золотнику за счет применения косого сопла. В итоге стали
возможными необходимые малые положительные перекрытия
по управляющим окнам ЭГП. Точная подстройка положения
ЭГП осуществляется вращением микрометрического винта
ЭМП. Ток катушки управления, необходимый для перемещения
клапанов от положения номинальной нагрузки до холостого
хода, равен 240 МА, сопротивление катушек 24 Ом, перемеще-
ние вертикального золотника при этом 0,55 мм, горизонталь-
ного 1,65 мм. Постоянная времени ЭМП вместе с усилителем
ЭЧСР 0,02 с, а следящих золотников—около 0,01 с. Мак-
симальный ток ЭМП допускается 1 А, соответственно увели-
чиваются перемещения золотников, чем обеспечиваются фор-
сирующие управляющие воздействия от ЭЧСР.
Для уменьшения влияния давления питания на сигнал ЭГП
давление масла под поршнем вертикального золотника поддер-
живается редукционным клапаном. На подводе масла к ЭГП
установлен фильтр, аналогичный фильтру в блоке золотников
регулятора частоты вращения. Для снижения пульсаций ис-
течение масла из сопла вертикального золотника происходит
под уровень масла Имеется возможность отключения ЭГП
от гидросистемы, при этом предусмотрена необходимая по-
следовательность (вначале отключается линия управления,
затем напорная)
3 Промежуточный золотник. Как показал опыт, работа
промежуточного золотника в наибольшей степени влияет на
чувствительность САР, поэтому отработке его конструкции
было уделено особое внимание На рис. 8.1 показана перво-
начальная конструкция, на рис. 8.8—новая конструкция. Сум-
мирование воздействий от ЭГП и золотников регулятора
121
частоты вращения осуществляется подвижной буксой, упра-
вляемой проточной гидравлической линией постоянного дав-
ления, величина которого равна половине напорного. Пере-
мещение подвижной буксы вызывает перемещение поршня
одностороннего сервомотора с обратной связью на отсечной
золотник. При перемещении поршня давление ру под ним
изменяется в соответствии с характеристикой пружины и ис-
пользуется в качестве управляющего. В новой конструкции
введен еще один промежуточный усилитель с отсечным зо-
лотником. Это позволило уменьшить размеры подвижной
буксы и уменьшить число направлений, что при сохранении
первоначальной перестановочной силы существенно снизило
нечувствительность. Исключено проворачивание буксы. До-
полнительное усиление помогло выполнить более точным
(из-за меньшего влияния гибкости рычагов) медленнодейст-
вующий ограничитель мощности. Он представляет собой
122
подвижный упор с местным и дистанционным приводом
и служит для заранее вводимого ограничения мощности
турбины, что требуется чаще всего при неисправности каких-
либо элементов энергоблока. В новом промежуточном зо-
лотнике излом характеристики ру—hn3 при нагрузках ниже
15% достигается не изменением передаточного отношения
в обратной связи, а выведением одной из пружин сервомотора.
Это улучшило его динамические характеристики. Как и в ЭГП,
отработка конструкции привела к введению дополнительного
усиления, что стабилизировало работу узла и увеличило
быстродействие. С другой стороны, запаздывание из-за до-
полнительной ступени усиления оказалось практически не-
существенным .
4. Сервомоторы регулирующих клапанов. Усилия пружин,
закрывающих сервомоторы, выбираются так, чтобы в нижнем
положении (почти полном закрытии сервомотора) преодолеть
с известным запасом выталкивающую силу штока, предполагая,
что давление за клапаном не успело измениться и близко
к номинальному. При таком подходе скорость закрытия
сервомотора не зависит от времени истечения пара из объема
за клапаном и быстродействие привода максимальное. На-
пряжения в пружинах выбирают относительно низкими (тмакс<
<450 Н/мм для стали 60С2А), что, как показал длительный
опыт, исключает поломки и сохраняет постоянство геомет-
рических характеристик пружин за время эксплуатации. В сер-
вомоторах с разным ходом применяется ряд типовых комп-
лектов, состоящих из двух-трех пружин, работающих парал-
лельно. Для уменьшения объемов сервомоторов применялись
конструкции парораспределения с различными схемами раз-
грузки. В турбине К-300-240 первоначально на каждую со-
пловую коробку ЦВД устанавливались два клапана диаметром
75 и 120 мм, открывавшихся последовательно. Общий объем
сервомоторов ЦВД и ЦСД составлял 20,7 л. В дальнейшем
на каждую сопловую коробку устанавливалось по одному
клапану разгруженного типа и все сервомоторы стали выпол-
няться с телескопическим поршнем (рис. 8.9).
После 30% хода поршень I встает на упор и клапан
дальше открывается усилием поршня 2, имеющего вдвое
меньшую площадь, чем суммарная площадь поршней 1 и 2.
Энергия соударения поршней при закрытии сервомотора гасит-
ся гидравлическим демпфером. На рис. 8.10 показаны резуль-
таты осциллографирования сервомоторов ЦСД с телескопичес-
ким и с обычным поршнями. Применение телескопических
поршней существенно уменьшило объем сервомоторов. Он
составляет 32 л для турбины 800 МВт (18,5л в зоне эффек-
тивной работы клапанов). Можно отметить еще одно важное
качество телескопических поршней. Если при полном открытии
123
Рис. 89 Сервомотор регулирующего клапана
I—поршень, 2—поршень со штоком, 3- подвижная букса 4—пружина силового
замыкания 5—пружина золотника б кулачок обратной связи, 7 золотник ограничения
расхода, 8—золотник сервомотора, I— управляющая линия, II—напорное масло, III
слив
клапана выполняется запирание протечек по штоку, телескопичес-
кий поршень не создает больших усилий на шток клапана, опасных
по условиям длительной прочности штока и возможной
свариваемости штока с буксой. Без этого требовались бы
специальные меры для уменьшения этих усилий [например,
тарельчатые пружины в конце открытия сервомотора (см. рис. 8.1) ].
Кинематическая обратная связь в сервомоторе (см. рис 8 9)
действует на подвижную буксу с пружиной силового замыкания.
Усилие пружины выбирается с значительным запасом по
124
Рис 8.10 Осциллограммы ис-
пытаний сервомоторов
/—с обычным поршнем, 2 - с те-
лескопическим поршнем
сравнению с силой трения подвижной буксы. Золотник сер-
вомотора перемещается управляющим давлением ру. Его
характеристика изменяется при изменении натяжения пружины
золотника. Нелинейная зависимость хода сервомотора от
Ру задается профилем кулачка обратной связи сервомотора.
Наличие нелинейной обратной связи усложняет конструкцию
и динамику сервомотора, но позволяет непосредственно со-
единить сервомотор со штоком клапана без применения
силовой кулачковой передачи. Этим уменьшается требуемое
усилие сервомотора, повышается надежность. Соединение со
штоком клапана выполняется с помощью шарнирных подшип-
ников типа ШС или шаровыми опорами для сохранения
минимальных зазоров в соединении.
Золотник сервомотора имеет одно направление и помещен
внутри подвижной буксы. Нечувствительность золотника не
выше 0,02—0,03 МПа, т. е. 1,5—2% диапазона регулирования.
Снижению нечувствительности способствуют канавки на повер-
кности золотника, которые выравнивают давление по окру-
жности и предотвращают гидравлическое прижатие золотника.
Нечувствительность сервомотора по давлению под поршнем
0,05—0,1 МПа. Нечувствительность из-за силы трения в по-
ршневых кольцах чаши клапана существенно больше, но,
поскольку отсечная характеристика золотника близка к линей-
ной (коэффициент наклона зависимости «давление под по-
ршнем—ход золотника» при заторможенном поршне равен
примерно 5 МПа/мм при ходе золотника 5 12 мм), требуемое
для перемещения клапана под нагрузкой давление под поршнем
практически не отражается на зависимости хода сервомотора
от давления ру.
Напорное масло к сервомотору подводится через специаль-
ный золотник, который после хода сервомотора, соответст-
вующего эффективной работе клапана, ограничивает подвод
масла шайбой диаметром 5 мм. При этом максимальное
давление под поршнем отличается от напорного не более,
чем на 0,3 МПа.
125
Рис. 8.11. Схемы канала защиты-
а—турбина К-300-240-1; б—турбина К-800-240-5, I — автомат безопасности (АБ), 2—
бойки автомата, 3—золотник автомата безопасности, 4—рычаги АБ, 5—золотник
механизма управления; 6—шайба дополнительной защиты с фильтрами; 7—окна
дополнительной защиты золотника регулятора частоты вращения; 8—золотник элект-
ромагнитного выключателя (ЭМВ), 9—золотник предварительной защиты; 10—золотник
испытания ЭМВ, 11—кран испытания автомата безопасности подачей масла; 12—
маслоприемник АБ
Принципиальная схема канала защиты. На рис. 8.11 изоб-
ражены две схемы, реализованные на турбинах СКД. Автомат
безопасности (АБ), состоящий из двух центробежных выключа-
телей бойкового типа, воздействует на золотники ант мл та
126
безопасности через рычаги. Срабатывание золотников АБ
приводит к падению давления в линии управления сервомотора-
ми стопорных клапанов и к их закрытию, а также к перемеще-
нию буксы промежуточного золотника (поз. 4 на рис. 8.1) на
закрытие регулирующих клапанов. Срабатывание золотников
является необратимым. Для их взведения и подготовки к работе
нужно переместить золотник механизма управления в начальное
положение (на левый упор), после чего посредством МУТ
можно вновь начать открывать в заданной последовательности
стопорные и регулирующие клапаны. Срабатывание золотников
АБ происходит также в результате падения давления в линии
дополнительной защиты, масло в которую поступает через
шайбу диаметром 4 мм с фильтром. Срабатывание золотников
может происходить при сливе масла через окна 7 в золотнике
регулятора частоты вращения при достижении частоты, превы-
шающей номинальную на 14%, и окна в золотнике электромаг-
нитного выключателя при действии на него электрических
защит турбины или вручную. В схеме на рис. 8.11,6 на слив из
линии дополнительной защиты воздействуют бойки АБ.
В схеме на рис. 8.11,6 имеется специальный золотник
предварительной защиты, на электромагнитный привод кото-
рого подается сигнал из ЭЧСР. При срабатывании пред-
варительной защиты закрываются все стопорные и регулиру-
ющие клапаны, однако эта защита выполнена обратимой.
При исчезновении факторов, вызвавших ее работу, золотник
возвращается в исходное положение. Для повышения надеж-
ности действия электрических защит турбины устанавливается
два электромагнитных выключателя (ЭМВ). Надежность по-
вышается не только за счет дублирования самого ЭМВ,
а в основном за счет возможности выполнения «двухканальной»
системы защиты. Она предусматривает два независимых канала
защиты (со своими датчиками, усилителями и т. п.), дейст-
вующих каждый на свой ЭМВ. При этом каждый канал
может быть испытан под нагрузкой полностью, включая свой
ЭМВ, для чего установлен специальный золотник, отключа-
ющий соответствующий ЭМВ от гидросистемы на время
испытаний. Рисунок 8.12 иллюстрирует достигаемое при этом
увеличение вероятности безотказной работы защиты G(z) от
продолжительности периода между испытаниями каналов за-
щиты К (в долях от года) При этом кривая 3 соответствует
применявшейся ранее одноканальной схеме с единичным защит-
ным устройством, кривая 2 одноканальной схеме с включе-
нием защитных устройств по схеме «два из трех». Кривая
1 соответствует схеме защиты с включением в каждом канале
защитных устройств по схеме «два из двух».
В обеих схемах, показанных на рис. 8.11, предусматривается
проведение испытаний бойков РБ на холостом ходу и под
127
Рис 812 Зависимость вероят-
ности безаварийной работы
G(z) от продолжительности пе-
риода между испытаниями за
щиты
нагрузкой путем подачи масла краном 11. В схеме рис. 8.11
одновременно со срабатыванием какого-либо бойка произ-
водится проверка подвижности его золотника путем
перемещения золотника на часть хода. Для упрощения кон-
струкции в этой схеме боек воздействует только на свой
золотник ЗРБ В схеме на рис. 8 11,6 каждый боек воздействует
одновременно на оба золотника, но при опробовании бойка
он от них отключается Опыт показал, что при достаточных
силовых запасах в золотниках АБ вторая схема является
более предпочтительной. Схема, показанная на рис. 8 11, а,
применена на большей части турбин К-300-240-1 На последу-
ющих турбинах СКД применяется с некоторыми модификаци-
ями схема рис. 8.11,6
Конструкция узлов защиты.
1. Регуляторы безопасности. Они одинаковы для всех турбин
ЛМЗ, выпускаемых после 1955 г. Масса бойков вместе с при-
веденной массой пружин—0,55 кг, эксцентриситет приведенной
массы около 3 мм. Боек настраивается на срабатывание при
частоте 3345 + 15 мин1 поворотом гайки, изменяющей положе-
ние натяжной бронзовой втулки. Поворот на 10° соответствует
изменению уставки на 20 мин-1. Для испытания бойка без
повышения частоты вращения масло подается в маслоприемник
12 автомата (рис. 8.11), откуда поступает в полость бойка.
Размеры торца бойка подобраны так, что при получающихся
эпюрах распределения давления масла по радиусу боек срабаты-
вает при 2875 мин-1 на огнестойком масле и 2970 мин-1 при
работе на минеральном масле. Благодаря дренажным отвер
стиям в торцевых камерах бойков и камерах маслоприемников
128
Рис 8 13 Золотники автомата безопасности турбины К-300-240-1
А—линия от золотника регулятора частоты вращения, Б—линия к стопорным клапанам;
В— линия к блоку золотника регулятора частоты вращения, Г—линия от промежуточного
золотника; Д—линия взвода золотника, Е—от линии дополнительной защиты
боек возвращается в исходное положение при прекращении
подачи масла.
2 Золотники автомата безопасности Конструкция золотников турбин
К-300-240-1 показана на рис. 8 13 Взвод ЗРБ осуществляется подводом масла
в нулевом положении золотника МУТ под нижний торец каждого золотника
1 При движении МУТ на увеличение нагрузки подвод масла на взвод
прекращается, золотник под действием пружины 2 перемещается вниз,
Трехплечий рычаг 3 зацепляется за рычаг 4, ЗРБ готов к работе При ударе
бойка 5 о трехплечий рычаг 3 или действии масляного выключателя 6 в случае
падения давления в линии дополнительной защиты рычаг 4 освобождается
9 Заказ 1948	129
Рис. 8.14 Золотники автомата безопасности турбины К-800-240-5:
А—линия к золотнику регулятора частоты вращения, Б—линия взвода от золотника
регулятора частоты вращения, В—от линии дополнительной защиты; Г—линия к сер-
вомоторам стопорных клапанов, Д—линия управления буксой промежуточного золотника
и золотник усилием пружины перемещается вниз. Одновременно со сливом
масла из линий управления буксой промежуточного золотника и сервомоторами
стопорных клапанов запирается также подвод масла к этим сервомоторам
от механизма управления. При испытании бойка при работе турбины его
золотник 1 также перемещается вниз настолько, насколько позволяет упор
7 для рычага золотника в механизме испытаний 8 Перемещение золотника
фиксируется сигнальным устройством 9.
Конструкция ЗРБ для турбниы К-800-240-5 показана иа рис. 8.14. Во
взведенном положении золотник 1 удерживается гидравлическим прижати-
ем вверх разницей давлений в линии дополнительной защиты и в линии
взвода. При нормальной работе турбины давления в этих линиях оди-
наковы и равны напорному. При падении давления в линии дополнитель-
ной защиты из-за срабатывания бойка или ЭМВ 2 АБ и перемещения
вниз импульсного золотника 3 рычагом 4 золотник 1 смещается вниз
Давление в линии взвода начинает действовать на верхний торец золот-
ника /, включая площадь, давление на которую было равно нулю из-за
слива масла через шайбу 5, когда золотник был прижат к верхнему
упору В результате золотник 1 астатически перемещается вниз и подает
сигнал на срабатывание исполнительных органов защиты Взводится зо-
лотник 1 понижением давления в линии взвода Подача масла в верх-
нюю полость над золотником 1 в ряде конструкций производится оз
двух линий—линии взвода, упоминавшейся ранее, и линии управления
сервомоторами стопорных клапанов с установкой обратных клапанов на
каждом подводе масла Это обеспечивает безотказность работы ЗРБ даже
130
в условиях разрушения какого-либо из маслопроводов. Сигнальное устрой-
ство 6 фиксирует только срабатывание бойков.
3.	Сервомоторы стопорных клапанов. Конструкция этих
сервомоторов в основном аналогична конструкции сервомо-
торов регулирующих клапанов. Некоторые особенности связаны
с особенностями конструкции клапанов. Для повышения надеж-
ности все стопорные клапаны выполняются без поршневых
колец и являются практически разгруженными только при
закрытых регулирующих клапанах, когда при открытии раз-
грузочного клапана давления до и после стопорного клапана
выравниваются. Для ограничения размеров сервомотора его
усилия выбирают только для преодоления выталкивающей
силы штока и поддержания клапана в открытом положении
при небольшом перепаде на нем, который может возникнуть,
131
например, при полном закрытии другого параллельно рабо-
тающего стопорного клапана во время испытаний. Если
стопорный клапан будет закрываться при открытом регули-
рующем, то на его штоке может возникнуть чрезмерно
большое усилие, которое приведет к повышению давления
под поршнем и поломке сервомотора. Поэтому между штоком
клапана и сервомотором устанавливается гибкий элемент
в виде пакета тарельчатых пружин, сжатых больше, чем
выталкивающая сила штока Он же служит для ограничения
напряжений в штоке клапана при полном открытии клапана
и запирании протечек пара по штоку Если последняя задача
решается с помощью телескопической конструкции поршня,
чрезмерное повышение давления предотвращается с помощью
предохранительного клапана на 6 МПа, встроенного в поршень
(рис. 8.15)
4.	Электромагнитные выключатели. На разных турбинах
ЭМВ различаются используемыми магнитами Первоначально
применялись магниты КМ П-2 с ходом 30 мм. Благодаря
рычажной передаче достигалась сила, требуемая для перемеще-
ния золотника. В последующем использовались магниты
МП 201 с малым ходом, но большой силой (900 Н) Это
позволило упростить конструкцию, непосредственно соединив
золотник и электромагнит и имея в этом соединении зазор
для использования кинетической энергии сердечника электро-
магнита на начальном участке хода.
5.	Золотник предварительной защиты В конструкции золот-
ника (рис. 8 16) учитываются отмеченные выше особенности
стопорных клапанов После закрытия стопорных и регулиру-
ющих клапанов от золотника предварительной защиты их
обратное открытие возможно только в определенной после-
довательности вначале стопорных и затем регулирующих.
В золотнике потребовалось выполнить специальный демпфер,
создающий задержку в открытии регулирующих клапанов на
3—5 с, т. е на время, достаточное для открытия стопорных
клапанов
8 4 МАСЛОСНАБЖЕНИЕ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Схемы маслоснабжения При выборе схемы маслоснабжения
САР нужно было учесть ряд специфических требований,
возникших из-за снятия насоса с вала турбины и применения
электронасосов. Электронасосы должны нормально работать
при напряжении, сниженном до 70% (иногда до 60%) номиналь-
ного Такой режим возникает на электростанции при пуске
крупного двигателя, например питательного электронасоса,
длительность пуска которого составляет 14—16 с. Необходима
бесперебойная работа при кратковременном (на 3—5 с) ис-
132
Рис. 8.16. Золотник предварительной защиты.
I—электромагнит предварительной защиты, 2 золотник электромагнита, 3—испол-
нительный золотник, 4— демпфер, А—линия к сервомоторам; Б— линия от блока
золотника регулятора частоты вращения; В—линия от золотника регулятора частоты;
Г—напорная линия
чезновении напряжения собственных нужд. При более длитель-
ной потере питания энергоблок, как правило, останавливается
и клапаны турбины должны закрываться. Переход с работа-
вшего насоса на резервный, в том числе и в аварийной
ситуации, должен происходить без существенного снижения
нагрузки турбины Наконец, требуемое быстродействие САР
должно достигаться при минимальной разнице между нор-
мальным и максимальным расходом насоса.
Наибольшее распространение получили две схемы, показан-
ные на рис. 8.17. Схема а применялась на большом числе
турбин К-300-240-1, схема б (с некоторыми модификациями)
133
Рис. 8 17 Схемы маслосиабжения системы регулирования:
а—турбины К-300-240-1, б—турбины К-800-240-5, /—бак, 2—маслоохладитель 3 —
воздухоохладитель, 4 электронасос переменного тока; 5—электронасос постоянного
тока, б—аккумулятор, 7—гвдрозатвор
используется на всех выпускаемых в
турбинах СКД.
В схеме а имеются два электронасоса
(рабочий и резервный), один электронасос
и три пружинных аккумулятора. Масло
134
настоящее время
переменного тока
постоянного тока
подается в один
напорный коллектор, из которого поступает ко всем узлам
САР. Для обеспечения нормальной работы при сниженном
напряжении номинальная мощность электродвигателя перемен-
ного тока выбирается с двойным запасом по сравнению
с мощностью насоса, потребляемой в стационарном режиме.
Это же обеспечивает быстрый пуск резервного насоса при
отключении работавшего. Практически за 1 с пускаемый насос
выходит на полную частоту вращения. На время разворота
резервного насоса предусмотрены пружинные аккумуляторы.
При потере напряжения переменного тока, пока срабатывают
ступени АВР в цепях собственных нужд, масло подается
электронасосом постоянного тока. Необходимость быстрого
пуска этого насоса создает значительную дополнительную
нагрузку на аккумуляторную батарею, и это является одним
из главных недостатков схемы а. В схеме б эти проблемы
решены путем установки масляного аккумулятора пружинно-
грузового типа, питающего гидросистему при потере перемен-
ного тока в течение 5—7 с. В первый момент, когда пре-
одолевается инерция груза, аккумулятор работает за счет
встроенных пружин. Заполнение аккумулятора производится
значительно медленнее, чем опорожнение, чтобы не увеличивать
нагрузку на работающий насос.
В динамических режимах подача масла в систему регулирова-
ния должна увеличиваться в 3—5 раз и более по сравнению
с потреблением масла в статических режимах при минимальном
снижении напорного давления. Создание насосов, отвечающих
этим требованиям, неизбежно привело бы к уменьшению
экономичности при работе в установившихся режимах, являю-
щихся для насосов основными. Помимо самого факта увеличения
потребляемой мощности, применение насосов вертикального типа
с двигателями мощностью 250—400 кВт приводило к определен-
ным конструктивным трудностям. Поэтому применяются насосы
Рис. 8 18. Характеристики насо-
сов систем регулирования
I НВР-45 36-2, 2—НВР-50-36-2
135
регулирования с довольно крутой характеристикой (рис. 8 18).
При нормальном состоянии узлов регулирования в динамических
режимах допустимое падение давления за насосом до 3,6-
3,8 МПа, что дает увеличение расхода по сравнению со
статическим, составляющим обычно 5 л/с, примерно, в 3 раза
Однако в схеме а (см. рис. 8 17) глубокое падение давления
вызывало автоколебания системы регулирования из-за наличия
в ней элементов, которые при падении давления при резком
открытии сервомоторов дают дополнительное воздействие на
открытие. К таким элементам относятся следящие золотники
ЗРС, ЭГП, подвижная букса промежуточного золотника. Автоко-
лебания предотвращаются с помощью шайб, ограничивающих
подачу масла к сервомоторам В схеме б масло подается к узлам
по двум коллекторам: стабилизированного (питание промежуточ
ных усилителей и узлов защиты) и нестабилизированного
давлений (питание поршней и золотников сервомоторов)
Ограничение падения давления питания усилителей и узлов
защиты достигается установкой ограничительных шайб на линии
подачи масла от насосов в коллектор нестабилизированного
давления, т. е., к основным потребителям масла—сервомоторам
Расчеты показывают, что в такой схеме допустимо более
глубокое падение давления и в линии стабилизированного
давления, чем в схеме а, так как исключается неблагоприятное
влияние на работу промежуточных усилителей САР массы масла
в напорных маслопроводах к сервомоторам. В схеме б появляется
также возможность быстрого увеличения (удаоения) подачи масла
путем включения резервного насоса благодаря тому, что шайбы,
ограничивающие потребление, устанавливаются не в каждом
сервомоторе, а за насосами Такая возможность является весьма
эффективной, особенно при ряде специальных режимов работы,
например при синхронных качаниях, которые могут длиться
15—20 с. Включение резервного насоса производится по переме-
щению поршня грузового аккумулятора и может осуществляться
по сигналам противоаварийной автоматики одновременно с воз-
действием на изменение мощности турбины.
Конструкция узлов маелоснабження состоит из следующих агрегатов.
1	Насос системы регулирования Для турбин ЛМЗ разработаны насосы тина
НВР (рис 8.19)— вертикальные центробежные многоступенчатые насосы на
давление 4,5 —5 МПа. При работе рогор насоса удерживается в осевом направлении
диском гидравлической разгрузки Жидкость, протекающая через щель разгрузочно-
го диска, отводится в камеру, из которой самотеком сливается в бак При остановках
ротор опирается на сферическую опору с шарикоподшипниками, расположенную со
стороны всасывания и поддерживаемую усилием пружины С начала вращения
опора отжимается под действием напорного давления Система вентиляции
электродвигателя насоса препятствует попаданию паров огнестойкого масла внутрь
электродвигателя Мощность электродвигателя — 200 кВт, потребляемая в статичес-
ких режимах мощность составляет 90—125 кВт в зависимости от типа насоса
136
Рис. 8 19 Насос типа НВР-45-36-2
137
2	Маслобак. На схеме а (см. рис 8.17) показана одна из первых
конструкций бака, на рис 8 20 представлена конструкция, выпускаемая в насто-
ящее время. Количество масла, содержащегося в трубопроводах и сливаемого
при остановке насосов в бак, соизмеримо с рабочим объемом масла в баке.
Для того чтобы колебания уровня в баке при пуске и останове насосов
были малы, верхняя часть бака делается расширяющейся Маслоохладители
первоначально выполнялись на стороне всасывания Опыт эксплуатации
показал, что основные трудности в маслостанции были связаны с удалением
воздуха из тракта от бака до насосов Для этого выполнялись всевозможные
воздушники, однако при больших расходах, например при включении в работу
двух насосов, происходит заметное падение давления на всасывании насосов
из-за сопротивления маслоохладителей и недостаточно полного удаления
воздуха из этого тракта. Радикальным путем решения этих трудностей
явилась установка маслоохладителей (одного или двух) на линии слива масла
в бак. Для предотвращения накопления воздуха в резервном насосе при
длительном нахождении в резерве в первоначальной конструкции бака,
в которой масло подводится к насосам одним трубопроводом, установлены
специальные гидрозатворы В последней конструкции бака каждый иасос
соединен с баком своим трубопроводом всасывания.
В баке предусмотрена установка воздухоохладителя для эффективного
удаления воздуха из масла в виде пакета наклонных листов, а также сетки
с ячейкой 0,2 мм для непрерывной фильтрации всего масла, идущего на
всас насосов На баке устанавливается также фильтр тонкой очистки, на
который непрерывно отводится часть общего расхода. Конструкция фильтра
показана на рис. 8.21 В ней используется рулонный материал например
ткань фильтр-белтинг или сетка с ячейкой 0,04—0,07 мм в свету (в последнем
случае сетку требуется надевать на «подложку» в виде сетки с ячейкой
0,2 мм) Производительность фильтра тонкой очистки около 3 м3/ч и определя-
ется диаметром впускиой шайбы. При повышении давления внутри фильтра
до 0,15 МПа фильтр-элемент следует очистить. Общий объем масла, залива-
емого в бак, составляет 5—5,5 м3
В баке, показанном на рис 8 20, выполнен переливной порог, образующий
отсек всасывания. Наличие отсека в случае нарушения плотности гидросистемы
приведет к понижению уровня в баке только до переливного порога, а затем
к быстрому понижению уровня в отсеке всасывания, объем которого
незначителен Произойдет быстрый срыв насоса, и максимальная потеря
масла не превысит 15—20% емкости бака.
Маслоохладители первоначально выполнялись с использованием трубок
из цветного металла с оребрением и вставками из дерева Однако опыт
показал, что общая площадь маслоохладителей может быть уменьшена, так
как значительная часть теплоты отводится от разветвленных маслопроводов
системы регулирования Поэтому в последующем стали выполнять гладко-
трубные маслоохладители.
6.5. ЭЛЕКТРИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Системы регулирования всех турбин СКД ЛМЗ выполнены
электрогидравлическими и снабжены ЭЧСР той или иной
138
Рис. 8.20 Бак системы регулирова-
ния турбины К-800-240-5
/—бак; 2—фильтр тонкой очистки;
3—маслоохладитель, 4—электронасос;
5—трубопровод всасывания, б—масло-
указатель, 7—фильтр сетчатый; 8—
воздухоотделитель, 9—отсек всасыва-
ния
Рис. 8 21 Фильтр тонкой очистки
модификации На рис. 8.22 представлена структурная схема
ЭЧСР, применявшаяся в турбинах мощностью 500 и 800 МВт.
ЭЧСР состоит из двух частей (каждая в своей панели)—
электроприставки ЭП, управляющей клапанами турбины через
быстродействующие электрогидравлические преобразователи
пропорционального или релейного действия, и регулятора
мощности РМТ, воздействующего на электродвигатель меха-
низма управления турбиной. Рассмотрим особенности работы
отдельных каналов ЭЧСР.
Электроприставка. Выходной магнитный усилитель (УМС)
электроприставки, суммирующий сигналы отдельных блоков
ЭП, действует на пропорциональный электрогидравлический
преобразователь (ЭГП). Изменение тока УМС от 0 до 240 мА
приводит к изменению открытия клапанов от положения
номинальной нагрузки до холостого хода, что принимается
139
КУ JT
Рис 822 Структурная схема ЭЧСР:
Pi—реле; ДМ— датчик мощности, ИГ—индукторный тахогенератор, БЧ—блок частоты,
РЧ реле частоты, ДДСП — датчик давления свежего пара, ДДПП—датчик давления
□ромперегрева, БРМ—блок регулирования мощности, БОМ—-блок ограничения мощ-
ности; НКН—корректор начальной неравномерности, Д—дифференциатор, БРФ—блок
релейной форсировки; ВГ—выключатель генератора, БЗП- блок предварительной защи-
ты, ПА—противоаварийная автоматика, ДТП—реле, сигнализирующее о повреждении
цепей к датчику мощности, КУ—ключ управления, АТО—подблок аварийных тех-
нологических ограничений, БУД—блок управления двигателем, МУТ—механизм управле-
ния турбины, ЭГП—электрогидравлический преобразователь, РЧВ—регулятор частоты
вращения. К— кнопка отключения турбины, Э—электромагнитные выключатели; Б—
бойки автомата безопасности, ЗАБ—золотники автомата безопасности, Р2—реле пред-
варительной защиты, ЗПЗ—золотник предварительной защиты; МОМ—механический
ограничитель мощности, БЗП—букса промежуточного золотника, ДУД- - датчик управля-
ющего давления, ЗЭВ—золотник электромагнитного выключателя, ССКО—сервомоторы
стопорных клапанов отборов; СРК—сервомоторы регулирующих клапанов; ССК—
сервомоторы сбросных клапанов, ССК1—сервомоторы стопорных клапанов, Е—сум-
маторы, 7\, Т2, Т3, Тл — постоянные времени, Р—оператор Лапласа, 2V3nfl—заданная
мощность
140
за единицу выходного сигнала— одна степень неравномерности
6 (точнее, учитывая нелинейность статической характеристики
САР, за единицу принимается удвоенный сигнал, вызывающий
перемещение клапанов из положения номинальной нагрузки
до положения, соответствующего нагрузке 50%). Блок релейной
форсировки (БРФ) и дифференциатор (Д) форсированно закры-
вают регулирующие клапаны при отключении генератора от
сети, благодаря чему турбина удерживается на холостом ходе
без срабатывания регулятора безопасности при сбросе мак-
симальной нагрузки. БРФ подает сигнал (46 длительностью
0,5 с с последующим снижением до 1,56 и спадом этого
оставшегося сигнала до нуля с постоянной времени 5 с) при
срабатывании блок-контактов выключателей генератора или
выходных реле защит генератора. Существенно увеличивать
время закрытия клапанов по сигналу БРФ не следует, так
как это может привести к переторможению агрегата, особенно
при наличии большого местного потребления энергии. Если
отключение генератора от сети произошло без отключения
выключателя генератора (посредством линейных выключате-
лей), форсированное закрытие клапанов производится диф-
ференциатором, сигнал которого пропорционален угловому
ускорению ротора. Заметный сигнал Д появляется лишь при
ускорении, соответствующем сбросу более чем 30% нагрузки
(«отсечка» по ускорению). При ускорении, отвечающем 100%-
ному сбросу нагрузки, сигнал равен тоже 46. Чтобы Д не
вступал в работу при синхронных качаниях и не вызывал
существенного снижения средней мощности турбины, его сигнал
при частоте сети /<51,5 Гц блокируется специальным реле
частоты. Сигнал Д включается в работу также при работе
БРФ и от устройств ПА. Имеется возможность настройки
«отсечки» и «крутизны» Д в широких пределах.
К функции указанных каналов примыкает работа блока
предварительной защиты (ПЗ), хотя действует он не на ЭГП,
а на электромагнитный выключатель предварительной защиты.
По каналу ПЗ в систему регулирования подается сигнал на
закрытие стопорных и регулирующих клапанов, если при
сбросе нагрузки скорость вращения превысит заданный уровень,
зависящий от углового ускорения. При ускорении, соответст-
вующем 100% сбросу нагрузки, пороговое значение скорости
104%, при нулевом ускорении— 113%. Если при сбросе
нагрузки система регулирования функционирует правильно,
в переходном процессе текущее значение скорости всегда
меньше пороговой величины. Если же произошел отказ
регулирования, сработает ПЗ и к моменту срабатывания
регулятора безопасности стопорные клапаны будут уже за-
крыты. Таким образом, предотвращается возрастание частоты
вращения до недопустимого значения - 120% даже в гаком
141
крайне тяжелом случае, как отказ системы регулирования
частоты вращения. Как указывалось, ПЗ действует через
электромагнит на золотник предварительной защиты, который
после срабатывания и исчезновения сигнала ПЗ открывает
стопорные и регулирующие клапаны в необходимой последо-
вательности. Такая схема позволяет выбирать узкие уставки
ПЗ по скорости, не боясь ее срабатывания при нормальной
работе САР при сбросе нагрузки, и получить максимальное
снижение заброса частоты вращения 7% для случая отказа
системы регулирования. Это важно для турбин с малым Т„.
Для турбин с большим Та можно упростить схему, подав
сигнал ПЗ на электромагнитные выключатели. В этом случае
при действии ПЗ турбина идет на останов и следует увеличить
уставку по частоте вращения на 2—2,5% во избежание ложной
работы ПЗ при сбросе нагрузки. Снижение максимально
возможного заброса частоты вращения уменьшится до 5%.
На УМС задействован также канал коррекции начальной
неравномерности НКН. Он предназначен для улучшения при-
емистости турбины при больших нагрузках, когда регулирова-
ние осуществляется только клапанами ЦВД. Выходной сигнал
НКН образуется разностью сигналов датчиков электрической
мощности и давления пара в промперегреве. Знаки сигналов
и коэффициенты усиления выбраны так, что увеличение
мощности приводит к открытию регулирующих клапанов ЦВД,
а суммарный сигнал в статике равен нулю. При изменении
потребления мощности в энергосистеме меняется частота,
и регулирование турбины в соответствии со статической
характеристикой переставляет регулирующие клапаны. Однако
мощность турбины будет быстро изменяться только в ЦВД.
Мощность ЦСД - ЦНД, если клапаны ЦСД полностью от-
крыты, будет меняться медленно- по мере изменения давления
в промперегреве. Начальная неравномерность регулирования
будет велика. Для ее уменьшения канал НКН вырабатывает
сигнал в сторону переоткрытия или перезакрытия регулиру-
ющих клапанов ЦВД, чтобы дополнительным кратковремен-
ным изменением мощности ЦВД компенсировать отставание
ЦСД—ЦНД. По мере изменения давления в промперегреве
сигнал НКН будет уменьшаться до нуля. Не следует стремиться
к полной компенсации начальной неравномерности. Коэффици-
ент усиления К по каналу НКН должен быть равен 1,6
Увеличение коэффициента усиления в 1,5—2 раза (что может
быть шэи расстройке системы регулирования) приводит к кача-
ниям НКН. Для улучшения приемистости турбины и устой-
чивости на всех режимах достаточно X—0,8 При этом со-
храняется свойство, которое привносит НКН в систему регу-
лирования с точки зрения рабозы турбины в энергосистеме—
изменять мощность той турбины, которая ближе к изменению
142
потребления энергии в энергосистеме. При нагрузках ниже 40%
каждый вход НКН имеет постоянное значение, равное сигналу
при нагрузке 40%. Поэтому выход его при этих нагрузках
всегда равен нулю, и НКН не вмешивается в управление
турбиной при пуске. Выход НКН в сторону закрытия клапанов
в нормальных режимах ограничен значением 20—30%. Это
делается для уменьшения снижения средней мощности турбины
при больших качаниях в энергосистеме. Ограничение снимается
при отключении выключателя генератора и при повышении
частоты вращения выше 103%. Этим уменьшается квазистатичес-
кое (пока еще есть давление в промперегреве) повышение
частоты вращения при сбросе нагрузки. Ограничение может
также сниматься от устройств ПА.
Большое значение имеют блоки, работающие по сигналам
ПА энергосистем Импульсная разгрузка турбины производится
по одной из трех команд ПА, которые могут быть поданы
на входы блока формирования импульсов БФИ, выходные
сигналы которого могут быть заранее настроены на требуемую
форму. Блок ограничения мощности БОМ позволяет быстро
и с достаточно высокой точностью ограничить мощность
турбины в послеаварийных режимах на уровне, заданном ПА.
БОМ представляет собой быстродействующую систему пропор-
ционального регулирования мощности с обратной связью по
мощности турбины. Мощность турбины определяется как
алгебраическая сумма электрической мощности и углового
ускорения с коэффициентом пропорциональности, соответст-
вующим постоянной времени ротора Та. Для достижения
устойчивости в БОМ введены корректирующие звенья. Благо-
даря им коэффициент усиления может быть выбран К—20,
т. е., при изменении мощности на 30% ошибка составит не
более 1,5%. Если обратную связь осуществлять просто по
электрической мощности, допустимо применять К=5—7, что
во многих случаях также приемлемо. Ограничители, выпол-
ненные по разомкнутой схеме, из-за фактических нелинейностей
в САР имеют значительно меньшую точность. При работе
на скользящем давлении дозированное заранее прикрытие
регулирующих клапанов, выполняемое такими ограничителями,
может, в известном диапазоне, вообще не дать снижения
мощности из-за одновременного возрастания давления свежего
пара. Требуемая послеаварийная мощность может либо за-
даваться устройствами ПА, либо вычисляться по заданной
ПА разгрузке с использованием блока запоминания доаварий-
ной мощности
В турбинах СКД каждое воздействие на регулирующие клапаны ЦВД
при импульсной разгрузке турбины приводит к дополнительным температур-
ным напряжениям в деталях паровпуска из-за существенного (на 100е С)
изменения температуры пара при дросселировании в клапанах ЦВД Поэтому
143
допустимое число таких воздействий ограничено Их число значительно
больше при импульсной разгрузке с помощью только регулирующих клапанов
ЦСД, так как температура пара при дросселировании в клапанах ЦСД
изменяется незначительно Уменьшается также опасность переторможения
агрегата при большой местной нагрузке, что снижает требования к динамичес-
кой точности САР В ЭП предусмотрена возможность воздействия от БФИ
на специальные электромагнитные выключатели, осуществляющие релейное
управление регулирующими клапанами ЦСД. Эффективность импульсной
разгрузки клапанами ЦСД будет высокой, так как на всех турбинах СКД
регулирующие клапаны ЦСД установлены непосредственно на ЦСД
В турбинах К-300-240-1 применена более простая электроприставка ЭПК
300М. В отличие от описанной выше, в ней нет блоков ПЗ. БФИ БОМ
выполнен в упрощенном варианте с обратной связью по электрической
мощности и называется БПР—блок послеаварийной разгрузки. Каиач НКН
не имеет отсечки каждого входа при нагрузке ниже 40% от номинальной,
поэтому при пуске ток НКН может сильно отличаться от нуля ЭПК-ЗООМ
следует подключать к системе регулирования только после выхода на нагрузку
выше 40%
Питание электроприставок осуществляется от высокочастотных мотор-
генераторов типа АТО-4 или АЛА-3,5, выходное напряжение которых ПО В
частота 440 Гц Устанавливаются два генератора (один резервный). От одного
агрегата могут питаться электроприставки двух соседних блоков Двигатель
каждого мотор-генератора питается от двух источников напряжения с авто-
матическим переключением. Автоматическое включение резервного агрегата
не предусматривается, так как это требовало бы синхронизации пускаемого
(резервного) и останавливающегося (работавшего) агрегатов в момент пере-
ключения питания ЭП При снижении напряжения питания ЭП до 80%
происходит автоматическое отключение ЭП защитой Благодаря инерции
вращающихся деталей мотор-генератора такое снижение напряжения при
отключении питания двигателя происходит не раньше чем через 2 с. Включение
выхода ЭП на ЭМП возможно, если выходной ток ЭП меньше 10%
(20— 30 мА). Для ручного управления током выхода ЭП, в том числе и для
сведения при необходимости его к нулю, предусматривается канал ручного
управления РУ
Регулятор мощности турбины. Выходным элементом регу-
лятора мощное 1 и турбины РМТ служат импульсные преоб-
разователи (регулятора мощности РМ и регулятора давления
РТ), осуществляющие пропорционально-дифференциальный
(ПД) закон преобразования аналогового сигнала выхода сум-
матора регулятора в последовательность импульсов, управля-
ющих двигателем механизма управления турбиной (МУТ).
В итоге РМТ совместно с гидравлической частью реализует
пропорционально-интегральный (ПИ) закон регулирования,
в отличие от пропорционального закона, осуществляемого
одной только гидравлической частью системы регулирования
При подаче на вход РМТ сигналов по мощности и частоте
вращения реализуется закон регулирования A7V+5-1A«=O яв-
144
Рис. 8.23 Структурная схема
регулятора мощности турбины
Р РзаЗ РзаЗ Р Рзад Р Рзад
2 I	|макс I р ^«н
’ *рлЛ*—>	[Хд]
I---ей мин !*-1
\МУТ\
ляющийся, по существу, статической характеристикой турбины.
Вид этой статической характеристики не зависит от харак-
теристик узлов гидросистемы, элементов парораспределения,
а определяется только характеристиками датчиков и импульс-
ного преобразователя. Поэтому легко могут быть получены
линейность статической характеристики, малая нечувствитель-
ность, простота изменения статизма и степени нечувствитель-
ности. Вопросы устойчивости сравнительно легко решаются,
поскольку не требуется высокого быстродействия Одновремен-
но с разработкой и внедрением РМТ разрабатывались новые
схемы регулирования энергоблоков и ПА, в которых стали
использовать РМТ в качестве исполнительного органа этих
систем.
РМТ, принципиальная схема которого показана на рис. 8.23,
состоит из двух регуляторов: мощности РМ и минимального
давления РД. Они воздействуют на МУТ через специальный
выделитель минимума. Каждый из регуляторов управляет
турбиной до тех пор, пока другой регулятор, подав сигнал
на «убавить», не возьмет управление на себя. Часто регулятор
давления не входит в состав ЭЧСР и выполняется на серийной
аппаратуре. Тогда роль выявителя минимума выполняет специ-
альное релейное переключающее устройство. Уставка РД
обычно составляет 90% номинального давления свежего пара.
В традиционной и широко применяемой на разного типа
котлах схеме с главным котельным регулятором давления
свежего пара РМТ осуществляет регулирование мощности
всего энергоблока по статической характеристике, установлен-
ной в канале регулирования частоты вращения При слишком
глубоком падении давления пара из-за резкого открытия
клапанов турбины в работу вступает РД и предотвращает
дальнейшее снижение давления, пока главный регулятор котла,
стараясь поднять давление, не увеличит расход пара так, что
10 Заказ 1948	145
при давлении 90% мощность станет равной заданной. После
этого произойдет переключение, на РМ с постепенным ростом
давления пара до номинального.
Однако опыт показал трудность наладки таких схем
В работе РМ никак не учитывается разница динамических
свойств котла и турбины, кроме того, при наличии РМ котел
теряет свойство саморегулирования. Для преодоления этих
трудностей в РМ предусмотрено воздействие по отклонению
давления свежего пара с коэффициентом Кр. Знак воздействия
выбран так, чтобы уменьшить сигнал РМ на изменение
положения регулирующих клапанов При Ар = 1 происходит
полная компенсация неблагоприятных свойств, вносимых ре-
гулятором мощности в регулирование котла, однако ухудша-
ется точность поддержания мощности в динамике. Изменением
коэффициента Кр можно соразмерить приемистость турбины
с возможностями конкретного котла. По-видимому, комп-
ромиссная настройка соответствует Кр~ 0,5. Значения Кр= 2—5
приближают РД к статическому регулятору «до себя», который
может применяться при выходе из строя главного регулятора
на котле.
На отечественных энергоблоках СКД в настоящее время
широко применяется схема с главным регулятором котла
в виде регулятора мощности с коррекцией по частоте и по
производной давления пара На турбине при этом может
быть сохранен тот же РМТ, показанный на рис. 8 22, однако
его роль в этой схеме иная. Он поддерживает мощность
с коррекцией по частоте и давлению свежего пара лишь
в переходных процессах, а в статических режимах обеспечивает
поддержание давления свежего пара, так как мощность опре-
деляется регулятором производительносги котла. И в этом
случае изменением коэффициента Кр можно менять динамичес-
кие характеристики энергоблока. При Лр = 0,5 обе схемы могут
иметь примерно одинаковый характер изменения мощности.
При работе энергоблока на скользящем давлении пара
в схеме с главным регулятором давления ему необходимо
менять задание, например с помощью ПИ-регулятора положе-
ния регулирующих клапанов турбины. В схеме же с главным
регулятором мощности на котле для автоматизации режима
поддержания скользящего (комбинированного) давления воздей-
ствие по давлению в РМ заменяется через выделитель
максимума воздействием по отклонению от заданного положе-
ния регулирующих клапанов. В качестве последнего сигнала
используется управляющее давление к золотникам сервомото-
ров ру. Возможна работа по выбору с одним из трех значений
ру, соответствующих скольжению давления в двух, трех
и четырех сопловых коробках, с тем чтобы получить наиболее
экономичный режим при глубоком разгружении.
146
В пусковых режимах при нарушении режима работы или
состава оборудования РМ путем отключения сигналов по
мощности и частоте может превращаться в регулятор давления
свежего пара «до себя». При полном отключении РМ регулятор
минимального давления РД переводится в режим односторонне-
го ограничения давления, когда регулятор дейсгвует только на
закрытие клапанов в случае предельного падения давления пара
(до 90% номинального). Включение внешних заданий на РМТ
осуществляется безударным образом. Для этого при подключе-
нии внешнего задания РМТ отключается от МУТ, происходит
самобалансировка и обратное подключение к МУТ. При сбросе
нагрузки с отключением генератора от сети РМ отключается по
факту работы БРФ, повышению частоты или падению давления
пара в камере регулирующей ступени. Отключение РМ происхо-
дит также при слишком глубоком падении частоты.
При действии ПА во время импульсной разгрузки РМ
отключается на время 4-—6 с, чтобы предотвратить допол-
нительное открытие клапанов турбины, пока мощность воз-
вращается к исходному значению. При срабатывании канала
БОМ электроприставки, чтобы в конечном счете перевести
сигнал БОМ на МУТ, на один из входов сумматора РМ
подается сигнал выхода БОМ.
Питание РМТ осуществляется от сети 220 В, 50 Гц.
В состав некоторых РМТ включаются также устройства
силового питания электродвигателя МУТ, позволяющие ра-
ботать с двумя скоростями вращения двигателя при ди-
станционном управлении МУТ.
Опыт освоения ЭЧСР-1200 показал, что оно, как и любое
устройство с жесткой структурой, имеет ограниченные возмож-
ности по учету специфических особенностей отдельных энерго-
блоков. Это стало особенно заметно при внедрении новых схем
регулирования энергоблоков и систем ПА, при расширении
экспортных поставок. Преимущества цифровой техники в этом
отношении, равно как и ряд других известных достоинств этой
техники, привели к разработке ЭЧСР, включающей в себя
в качестве основной части микроЭВМ Начиная с 1984 г.,
турбины К-800-240-5, а затем и турбины других типов начали
оснащаться такими ЭЧСР-М Основные алгоритмы ЭЧСР-М
аналогичны описанным выше. Но в состав ЭЧСР-М включены
также дополнительные каналы контроля прогрева деталей
турбины, канал диагностики состояния САР и др.
8 6 СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ ОСНОВНЫХ ТИПОВ ТУРБИН СКД
Турбина К-300-240-1. На рис. 8.24 изображена схема ре-
гулирования турбины К-300-240-1 первых чет выпусков. Ту-
рбина имеет сопловое регулирование. Вначале пар поступает
147
Рис. 8 24 Схема регулирования турбины К-300-240-1
1—сервомотор регулирующего клапана ЦВД, 2—сервомотор регулирующего клапана
ЦСД, 3—сервомотор сбросного клапана из паропровода промперегрева, 4 — сервомотор
стопорного клапана ЦВД, 5— сервомотор стопорного клапана ЦСД, б—золотники
регулятора частоты вращения 7—датчик частоты вращения, 8—резервный бачок смазки
подшипников регулятора частоты вращения, 9—масляные выключатели 10—центробеж
ный выключатель, 11—электромагнитный выключатель, 12—золотники центробежного
выключателя с рычагами и указателями, 13—ограничитель мощности, 14—промежуточ-
ный золотник, 75 электромеханический преобразователь, 16—золотник электрогидрав
лического преобразователя, 17—бак системы регулирования с охладителем,
одновременно в две первые сопловые коробки, затем в третью
и после нее в четвертую, являющуюся перегрузочной и обычно
имеющую вдвое меньшее число сопл. Каждую сопловую
коробку, кроме четвертой, питают два клапана диаметром
148
18—насосы системы регулирования с двигателями пераменного тока, 19—
насос системы регулирования с двигателем постоянного тока; 20—пружинные
аккумуляторы; линии рабочей жидкости: 1—взвод золотников центробежного
выключателя; 11 напорное давление; 111 — управляющее давление от золот-
ника регулятора частоты вращения к промежуточному золотнику; IV—
дополнительная защита, V—управляющее давление р к сервомоторам ре-
гулирующих клапанов; VI—управляющее давление к сервомоторам автома-
тических затворов
75 и 125 мм. В процессе производства этих турбин система
регулирования претерпела ряд изменений. С 1971 г. при-
меняются промежуточный золотник и ЭГП с дополнительными
ступенями усиления ЭМП с одной катушкой управления.
149
150
151
Рис 8 25. Схема регулирования турбины К-800-240-3:
СРК1, СРК2, СРКЗ, СРК4 сервомоторы регулирующих клапанов № 1, 2 3 4 ЦВД,
СРК5, СРК6—сервомоторы регулирующих клапанов ЦСД, CCKJ—сервомотор стопор-
ного клапана ЦВД, ССК2 сервомотор стопорного клапана ЦСД, ССКЗ—сервомотор
отсечного клапана. БКР1 —блок колонки регулирования БКР2—блок коробки регулирова-
ния, БМ1— блок маслоснабжения, 1—сервомотор регулирующего клапана ЦВД. 2—сер-
вомотор стопорного клапана ЦВД 3— сервомотор регулирующего клапана ЦСД.
4—сервомотор стопорного клапана ЦСД 5 сервомотор клапана КОСМ 500; б — сер-
вомотор клапана КОСМ-800, 7—сервомотор сбросного клапана, 8—ограничитель
мощности, 9 электромеханический преобразователь, 10—электрогидравлический преоб
разователь, Н -золотники автомата безопасности, 12—золотник предварительной защи-
ты, 13—электромагнитный выключатель предварительной защипы 14—автомат безопас-
ности, 15—регулятор частоты вращения, 16 эксгаустер 17—бак системы регулирования
18—маслоохладитель; 79—электронасосы регулирования линии рабочей жидкости
I напорное давление нестабилизированное, 11 напорное давление стабилизированное
III—управление промежуточным золотником; IV управление сервомоторами регулиру
ющих клапанов; V—автоматических зазворов, VI—дополнительной защиты УЦ прочие
линии
С 1976 г. используется маслоснабжение с грузовым акку-
мулятором, сервомоторы ЦВД с телескопическими поршнями
без тарельчатых пружин, датчик частоты вращения ТГИ-500
приводимый в движение от своего вала. Регулирующие клапаны
диаметром 125 мм устанавливаются разгруженного типа.
С 1980 г. парораспределение выполняется с четырьмя ре-
гулирующими клапанами ЦВД, коробка регулирования со
всеми узлами защиты применяется по типу К-800-240-3
В качестве ЭЧСР используется электроприставка ЭПК-300 М
Турбина К-800-240. На рис. 8.25 приведена схема регулирова-
ния турбины К-800-240-3. Турбина имеет также сопловое
парораспределение. В электрической части применялась ЭЧСР
на аналоговой технике С 1984 г. выпускается турбина К-
800-240-5, в которой усовершенствован ряд узлов, главным
образом сервомоторов. Применяется ЭЧСР-М на микропроцес-
сорной технике.
Турбина К-500-240. Система регулирования турбины К-
500-240-2 в основном аналогична турбине К-300-240-3. При-
менены восемь сервомоторов регулирующих клапанов ЦВД
(по числу клапанов) и один сервомотор для управления двумя
регулирующими клапанами ЦСД. С 1987 г. выпускается тур-
бина К-500-240-4 с регулированием, почти полностью аналогич-
ным регулированию в турбине К-800-240-5. В электрической
части применяется ЭЧСР-М.
8.7 СТАБИЛИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ СИСТЕМ
Выше для турбин СКД подробно рассмотрена задача регулирования,
т. е. управления расходом лара в турбину Кроме того, для экономичной
и бесперебойной работы турбины ряд параметров вспомогательных систем
турбоустановки в процессе эксплуатации нужно поддеркивать стабильными
не допуская их выхода за пределы обычно достаточно узкой зоны В турбинах
СКД предусмотрены автоматическая стабилизация давления масла на смазк)
152
Рис, 8 26, Структурная схема регуляторов турбоустановки;
а—peiynarop давления пара на уплотнения, 6—регулятор уровня в конденсаторе
подшипников, давления пара, подаваемого на уплотнения и отсасываемого
из системы уплотнений, уровня конденсата в конденсаторе, уровня конденсата
греющего пара в регенеративных подогревателях. Ряд других параметров,
менее ответственных и меняющихся сравнительно медленно, например уровень
масла в масляных баках смазки и регулирования, должен контролировать
и поддерживать стабильными персонал
По мере совершенствования Турбин и увеличения объема автоматизации
расширяется и перечень автоматически стабилизируемых параметров Так,
при усовершенствовании турбин К-300-240 был внедрен регулятор отсоса
пара из уплотнений, что было предпосылкой применения схемы «самоуплот-
нения» (см гл 2) В турбинах 500 и 800 МВт к приведенному перечню
добавилась температура масла на смазку, регулируемая посредством авто-
матического управления сливом охлаждающей воды после маслоохладителей
Давление масла на смазку подшипников стабилизируется с помощью
регуляторов прямого действия—сливных клапанов или редукционных клапанов
(см гл 9). Во всех остальных случаях применяются серийные электронные
регуляторы с электрическими исполнительными механизмами. Структурные
схемы всех регуляторов турбоустановки—простые, как правило, не содержат
корректирующих контуров, в них ие учтено воздействие по дополнительным
параметрам, и они отличаются друг от друга наличием или отсутствием
обратной связи по положению регулирующего органа (рис 8 26). Сигнал
датчика контролируемого параметра в электронном регулирующем приборе
сравнивается с заданной уставкой При наличии рассогласования последователь-
ными импульсами включается двигатель исполнительного механизма и ре-
гулирующий клапан перемещается так, чтобы снять сигнал рассогласования.
Объем конденсата в конденсатосборнике турбин К-300-240 равен примерно
расходу конденсатных насосов при их работе в течение 15 с. В сравнении
153
с быстродействием регулирующего клапана уровня, перамещаемого испол
нительным механизмом КДУ или МЭО за 20—25 с, это довольно малое
значение. Регулирующие клапаны на сливе конденсата греющего пара из
регенеративных подогревателей тоже, хотя и в меньшей степени, являются
«медленными» по сравнению с объектом регулирования Поэтому при наладке
регуляторов уровня может оказаться трудным добиться устойчивой работы
регулятора без больших отклонений уровня в переходных режимах Для
улучшения устойчивости и упрощения наладки в регуляторах уровня применя-
ется обратная связь по положению рагулирующего клапана. Сигнал по
положению клапана с некоторым коэффициентом пропорциональности вычита-
ется из сигнала датчика уровня, и уже эта разность сравнивается с заданной
уставкой, образуя сигнал рассогласования Таким образом, регулятор поддер-
живает уровень не строго одинаковым, а меняющимся в зависимости ог
нагрузки. Чем выше нагрузка и, соответственно, чем больше открытие
регулирующего клапана, тем при меньшем значении уровня достигается
баланс сигналов на входе в регулирующий прибор с величиной уставки
Обычно эта неравномерность регулирования (статизм регулятора) выбирается
равной +200 мм вод ст.
Конденсаторы турбин К-500-240 и К-800-240 не имеют выделенного
конденсатосборника. Уровень поддерживается в корпусе конденсатора. Соот
ветственно, скорость изменения уровня при неравенстве поступления конденсата
отработавшего пара и откачке его насосами существенно меньше. Это
упрощает задачу стабилизации уровня конденсата и, более того, дает
возможность перейти иа регулирование уровня в конденсаторе путем управле
ния постоянным и аварийным добавком химочищеиной воды. Тогда посред
ством регулирующего клапана на нагнетании конденсатных насосов можно
регулировать уровень в деаэраторе
Регуляторы давления пара в коллекторах уплотнений и температуры
масла применяются изодромными, без обратной связи по положению регу
пирующего клапана. Выход из строя регулятора подачи пара на уплотнения
не только вызывает нарушение нормальной работы уплотнений, но может
привести к аварийной остановке турбины из-за потери вакуума. Также
серьезными неприятностями грозит выход из строя регулятора температуры
масла. Поэтому эти два регулятора имеют защитные блокировки. В случае
отклонения регулируемого параметра до уставки предупредительной сиг-
нализации, причиной чего, скорее всего, будет неправильная работа регулятора
выходы регулятора отключаются от исполнительного механизма и механизм
принудительно перемещается, открывая регулирующий клапан до заранее
установленного положения Это положение следует выбрать чуть больше
максимального рабочего открытия клапана При таком открытии регулиру-
ющих клапанов уплотнения могут начать парить, температура масла может
стать ниже номинальной, пока персонал ие восстановит работу регулятора
или не перейдет на ручное управление Но это лучше, чем аварийная
остановка турбины из-за отказа регуляторов
Для всех регуляторов турбоустановки исполнительные механизмы применя-
ются с крутящим моментом 250 Нм и с номинальным временем рабочего
хода 25 с. Клапаны для регулирования уровня в конденсаторе и в смешивающих
154
ПНД, конденсат из которых откачивается насосами, установлены на
линии нагнетания конденсатных насосов соответствующей ступени. Для
нормальной работы иасосов при малых расходах конденсата предусмот-
рена рециркуляция. Вопреки распространенному мнению, открытие или
закрытие линии рециркуляции не сказывается на процессе поддержания
уровня, за исключением, может быть, первых моментов—заполнения или
I опорожнения трубопроводов рециркуляции Та часть расхода, которая
перекачивается конденсатными насосами и возвращается назад в конден-
I сатосборник по линии рациркуляции, не меняет баланс поступления
и откачки конденсата и, следовательно, не влияет на уровень в конден-
I сатосборнике.
I Уровень в поверхностных ПВД и ПНД поддерживается посредством
I клапанов на каскадном сливе из каждого подогревателя При этом наибольшие
 рудности возникают со сливом из ПВД6 (первого по ходу питательной
коды) Конденсат греющего пара выходит из подогревателя с температурой,
близкой к температуре насыщения. Пройдя регулирующий клапан на линии
I слива, в котором конденсат дросселируется до давления, примерно равного
давлению в следующем подогревателе, конденсат может вскипать Особенно
- сильное вскипание происходит в трубопроводе слива из ПВД6 в деаэратор,
где давление конденсата падает не только вследствие дросселирования, но
л по мере подъема на высоту отметки деаэратора. Следствием вскипания
I являются гидроудары в трубопроводе, повреждения опор и кавитационные
[ повреждения стенки трубы Для исключения этого в новых проектах тур-
; боустановок СКД регулирующий клапан устанавливается не на выходе из
ПВД6, а в непосредственной близости у деаэратора Но это требует установки
второго регулирующего клапана на резервной линии слива из ПВД6 в кон-
I денсатор (либо в ПНД4) Поэтому регулятор уровня в ПВД6 выполнен
переключаемым- на малых нагрузках (в зависимости от положения запорных
задвижек на линиях слива из ПВД6) выход регулятора задействован на
I регулирующий клапан слива в конденсатор а при увеличении нагрузки
регулятор переключается на управление клапаном слива в деаэратор (рис. 8 27).
Рис 8 27. Структурная схема
регулятора уровня в ПВД6
155
В ряде энергоблоков помимо перечисленных предусмотрены так называ-
емые пусковые регуляторы, поддерживающие регулируемый параметр по
требуемому закону в пусковых либо в других особых режимах. К их числу
относятся регуляторы давления пара, подаваемого на обогрев фланцев
и шпилек, и регуляторы температуры в выхлопных патрубках ЦНД. Обычно
они имеют более сложную структуру, чем описанные выше Одиако в силу
ограниченности решаемых ими задач пусковые регуляторы еще не получили
широкого распространения на блоках СКД.
Большой круг задач связан с так называемым дискретным управлением.
Под этим понимается автоматизация операций включения и отключения
насосов, вентиляторов в других механизмов установки, а также переключений
в тепловой схеме путем установки запорной арматуры В пераую очередь
речь идет об автоматическом включении резервного оборудования (ЛВР
Важным примером ЛВР является включение резервного и аварийного насосов
системы смазки (см гл 9)
К дискретному управлению также относятся различные блокировки, т. е
однозначно связанные между собой операции управления, например закрытие
задвижки на напоре конденсатного насоса при отключении насоса. Дальнейшее
развитие дискретное управление получило в рамках функционально-группового
управления (ФГУ), когда автоматическая программа пуска, останова или
изменения нагрузки охватывает целую группу технологически связанного
между собой оборудования. В рамках ФГУ автоматически выполняются ие
только жесткие однозначные блокировки, но и последовательные операции,
связанные с вытеснением воздуха, прогревом, и другие операции, зависящие
от значений параметров установки На различных блоках СКД применены
разнообразные решения в части дискретного управления. Специфика схем
и конструкций турбинного оборудования мало сказывается на конкретной
форме выполнения дискретного управления Гораздо большую роль играет
общий подход к требуемому объему автоматизации энергоблока и тип
примененной аппаратуры управления
8 8 АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЗАЩИТЫ ТУРБИНЫ
В § 8.3 описаны устройства защиты турбины от разгона
Помимо разгона ротора могут возникнуть и другие нарушения
режима работы, грозящие повреждением оборудования и по-
тому требующие немедленной остановки турбины. Для этого
предусмотрены устройства автоматической защиты, воздейст-
вующие на электромагнитные выключатели системы регули-
рования. Устройства защиты турбины представляют собой
часть общей системы защиты энергоблока. Объем автоматичес-
ких защит на всех турбинах СКД практически одинаков
Аварийное отключение турбины производится в следующих
случаях.
1.	При осевом сдвиге ротора при выплавлении слоя баббита
на сегментах упорного подшипника Выплавление баббита на
всю глубину происходит быстро—за цескрд^ко секунд. По-
156
ному предупредительная сигнализация по параметру осевого
сдвига не предусматривается. При осевом сдвиге, достигшем
заданной установки, турбина должна быть сразу отключена,
гак как продолжение работы, если ротор начал смещаться
в осевом направлении, быстро приведет к гяжелым повреж-
дениям проточной части. Поскольку при разных нагрузках
। урбины осевое усилие на роторе может быть направлено
как в сторон)' генератора, так и в сторону переднего подшип-
ника, защита по осевому сдвигу выполняется двустороннего
действия
2.	При падении давления масла на смазку подшипников
до второго предела (0,03 МПа). При падении давления масла
до первого предела (0,07 МПа) подается предупредительный
сигнал, автоматически включаются резервный маслонасос пе-
ременного тока и аварийный маслонасос постоянного тока.
Если эти меры не приводят к восстановлению давления и оно
надает до второго предела, срабатывает защита Чтобы
избежать ложных отключений при кратковременных провалах
давления (например, при переключении насосов смазки), от-
ключение турбины происходит с выдержкой времени 3 с.
Подача масла в подшипники в это время осуществляется из
бачков аварийной смазки, встроенных в крышки подшипников
3	При повышении абсолютного давления (падении вакуума)
в конденсаторе до второго предела (0,02 МПа). Такое повыше-
ние давления приводит к многообразным неблагоприятным
последствиям Во-первых, резкое ухудшение вакуума вызывает
быстрое повышение температуры в выхлопных патрубках ЦНД
и в паровом пространстве конденсатора, что. в свою очередь,
приводит к вибрации, относительному укорочению ротора
и задеваниям в проточной части, может привести к нарушению
вальцовки трубок в трубных досках конденсатора. Во-вторых,
при вращении лопагок последней ступени в более плотном
паре нарушаются расчетные аэродинамические характеристики
обтекания профилей и возникают недопустимые вибрационные
напряжения в лопатках Наконец, давление в конденсаторе
может вырасти до атмосферного. При этом срабатывают
атмосферные клапаны на ЦНД и, если не прекратить расход
пара в турбину, она будет работать с выхлопом в машинный
зал, что может привести к тяжелым последствиям
Действию защиты предшествует предупредительная сиг-
нализация, которая подается при повышении абсолютного
давления в конденсаторе до первого предела (0,012 МПа)
Для турбин с двумя конденсаторами (К-800-240 и К-500-240)
защи га действует, если в каком-либо из конденсаторов давление
повысилось до второго предела при условии, что в другом
оно выше первого предела Так как паровые пространства
двух конденсаторов соединены общим патрубком, это условие
157
всегда будет иметь место при действительном повышении
давления. С другой стороны, оно позволяет заблокировать
ложные отключения турбины из-за неисправности какого-либо
из датчиков.
Потеря вакуума делает невозможным сбросы пара из
котлоагрегата в конденсатор. Поэтому при срабатывании
защиты по вакууму одновременно с турбиной должен останав-
ливаться и котлоагрегат Котел также останавливается и при
срабатывании двух рассмотренных выше защит—по осевому
сдвигу ротора и по падению давления масла на смазку.
Вызвано это тем, что при таких нарушениях режима работы
требуется вскрытие и осмотр подшипников турбины. Следо-
вательно, оставлять котлоагрегат в работе не имеет смысла.
При растопке котла часто оказывается, что достичь вакуума
в конденсаторе глубже второго предела не удается Поэтому
в начале пуска защиту по вакууму нужно выводить из работы,
с тем чтобы ввести ее, когда в тракте промперегрева и других
паропроводах будет повышено далекие и будет набран нор-
мальный вакуум. На первых турбинах К-300-240 такой ввод
защиты по вакууму делался вручную посредством ключа на
БШУ. В последующем эта операция была автоматизирована,
защита вводится автоматически при достижении вакуума
глубже первого предела. Одиако опыт эксплуатации показал,
что этого недостаточно. Защита должна вводиться автоматичес-
ки также и по факту повышения частоты вращения валопровода
турбины выше 1500 мин-1, с тем чтобы исключить ее работу
с номинальной частотой вращения и не введенной защитой
по вакууму. Одновременно также на основании опыта были
ужесточены уставки защиты и сигнализации.
4. При понижении температуры свежего пара до второго
предела (450° С). Понижение температуры угрожает забросом
воды и влажного пара в турбину. Кроме того, резкое снижение
температуры пара вызывает большие термические напряжения
в деталях паровпуска турбины, в роторе, в направляющих
и рабочих лопатках. Так как в большинстве случаев пуск
турбины осуществляется на скользящих параметрах, защита
на время пуска выводится из работы. Вывод защиты может
также потребоваться, если турбина останавливается в ремонт,
т. е. если в процессе останова производится плановое и кон-
тролируемое расхолаживание турбины. На турбинах первых
лет выпуска ввод и вывод защиты по температуре производился
вручную. В последующем, как и для защиты по вакууму, он
был автоматизирован.
5. При повышении уровня в ПВД до третьего предела
(вторая ступень защиты по уровню). По существу, это защита
регенеративных подогревателей. Повышение уровня в подо-
гревателе может произойти вследствие нарушения работы
158
регулятора уровня, неправильной сборки схемы слива конден-
сата греющего пара и т. п Но наиболее опасным является
повреждение трубной системы и поступление питательной
воды в паровое пространство подогревателя. Вода быстро
»аполнит весь подогреватель Обратный клапан на трубопро-
воде отбора, предназначенный для запирания обратного потока
пара из подогревателя в турбину, не предотвратит поступления
воды в турбину. Но если он все-таки закроется, в корпусе
подогревателя давление заполнившей его воды станет близким
давлению питательных насосов. Это значение значительно
превышает расчетное давление для корпуса ПВД. Не допустить
>ту ситуацию призваны защиты ПВД.
При повышении уровня в каком-либо из ПВД до второго
предела (первый предел—предупредительная сигнализация)
действует локальная защита, отключающая группу ПВД по
поде и по пару и переводящая питание котла по байпасу
ПВД. Если тем не менее уровень продолжает повышаться
и доходит до третьего предела, срабатывает вторая ступень
защиты—отключаются питательные насосы, чтобы прекрати-
лось поступление воды в корпус ПВД. При этом останав-
ливается котлоагрегат и отключается турбина.
В последние годы на турбинах большой мощности начинает
внедряться защита по вибрации, отключающая турбоагрегат
при повышении вибрации на каких-либо двух соседних подшип-
никах. Турбина также автоматически останавливается рядом
защит генератора, трансформатора блока и котла.
Перечисленные защиты выполняются с использованием
датчиков электрического сигнала и логических устройств для
формирования команды на отключение турбины. Исполнитель-
ным органом автоматической защиты турбины являются
электромагнитные выключатели, открывающие слив из линий
управления сервомоторами стопорных и регулирующих кла-
панов. В результате все клапаны турбины закрываются.
К общему перечню защит турбины следует добавить и защиту
по падению давления рабочей жидкости в системе регулирова-
ния. В этом случае какого-либо специального действия для
закрытия клапанов производить не требуется, так как клапаны
закроются усилием пружин сервомоторов. Но падение давления
может быть следствием разрыва напорного трубопровода
системы регулирования. В этом случае продолжение работы
насоса приведет к большому выбросу огнестойкого масла
в машинный зал. Поэтому, а также чтобы не допустить
самопроизвольного открытия клапанов, если давление жидкости
вновь восстановится, в случае глубокого провала давления
огнестойкого масла автоматически отключается работавший
насос системы регулирования и накладывается запрет на
включение резервного.
159
Конечно, перечисленные защиты ие исчерпывают всех
случаев нарушения нормального режима работы турбины
Однако, когда процесс изменения режима не столь быстротеч
ный, например при изменении относительного расширения
ротора и статора, персонал должен принять все меры для
возвращения режима к нормальному и только в том случае, если
это не удается, остановить турбину. Автоматическое отключение
защитой в таких случаях нерационально не только ввиду того
что отключение турбины сопряжено со значительным экономи-
ческим ущербом. Еще более неблагоприятной является опас-
ность развития аварии, поскольку аварийное отключение
турбины создает крайне напряженную обстановку на энергобло-
ке и множество систем и устройств должны сработать исправно
чтобы в процессе останова не произошло повреждения оборудо-
вания. Поэтому аварийное отключение защитой применяется
только в безусловно необходимых случаях, когда нет другого
выхода. Изложенный подход к определению объема автомати-
ческих защит соответствует рекомендациям МЭК.
При срабатывании защиты турбины помимо клапанов
парораспределения автоматически закрывается арматура на
подводе пара к турбине и на отборах к посторонне
потребителям, а в новых проектах—также на всех регенератив-
ных отборах. Важным является вопрос об отключении гене-
ратора После закрытия клапанов продолжительное вращени
турбины генератором, который в этом случае работает в мо-
торном режиме, недопустимо, поскольку приводит к разогреву
выхлопа турбины Как указывалось, система регулирования
должна ограничить повышение частоты вращения при сбросе
нагрузки, т. е при отключении генератора во время работ!
под нагрузкой. При неисправности системы регулировани
вступает в действие противоразгонная защита Однако если
вначале закрываются клапаны турбины (а это бывает значи
тельно чаще, чем случаются сбросы нагрузки), перед отключе
нием генератора следует принять дополнительные меры пред
осторожности. После закрытия стопорных клапанов генератоп
отключается от сети автоматически, если реле обратной
мощности свидетельствует о потреблении генератором некс
торой мощности из сети. Это доказывает достаточную плот
ность клапанов и отсутствие опасности разгона роторе
Автоматическая проверка потребления мощности турбиной
производится не сразу по закрытии клапанов, а по истечении
некоторого времени, когда за счет сброса пара из промперег
рева в конденсатор давление пара в нем достаточно сильно
снизится. Этот режим наиболее опасен, потому что для пара,
протекающего через неплотности клапанов ЦВД, перепад
давления по проточной части ЦВД в этот момент наибольший
На рис 8 28 показана зависимость мощности, вырабатываемой
160
I’uc 8.28 Зависимость мощно-
<ч и Л' и давления в промперег-
|н пи р„„ от расхода пара через
ЦНД и производительности
сбросной линии
паром, поступающим через неплотности клапанов ЦВД, от
давления в промперегреве Ясно, что сигнал реле обратной
мощности надежно свидетельствует о плотности клапанов
юлько после снижения давления пара в промперегреве.
Если установка реле обратной мощности для данного
блока не предусмотрена в проекте, отключение генератора
после закрытия стопорных клапанов должно производиться
с выдержкой времени, достаточной для закрытия задвижек
пл подводе пара и на отборах однако не более 4 мин. Этим
временем ограничивается допустимая длительность работы
। урбины в беспаровом режиме на номинальной скорости
вращения. Если срабатывают защиты, требующие быстрейшей
остановки ротора, например при падении давления масла на
смазку, генератор отключается автоматически без выдержки
времени по сигналу закрытия всех стопорных клапанов.
Построение электрических схем защиты нацелено на до-
стижение высокой надежности как в отношении безотказности
в аварийных ситуациях, так и в отношении исключения ложных
срабатываний. Широко применяется дублирование различных
элементов защиты. При этом используются приемы, позво-
ляющие не вводить дополнительных элементов. Один из
способов дублирования без применения дополнительных дат-
чиков приведен выше на примере защиты по вакууму для
турбин с двумя конденсаторами В другом случае—в защите
по осевому сдвигу более практичным является не дублирование
датчиков, а предотвращение ложных срабатываний за счет
специальной электрической схемы, осуществляющей автома-
тическую проверку правильности срабатывания датчика (на
гурбинах К-500-240 и К-800-240)
Важную роль играют сигнализация, регистрация срабатыва-
ния защит, средства выявления первопричины, т е. защиты,
11 Заказ 1948	161
сработавшей первой Для электромагнитных выключателей
предусматривается непрерывный контроль исправности (отсут-
ствие обрыва электрической цепи электромагнита) и фиксации
факта срабатывания (обтекания током электромагнита). К
Автоматические защиты предусмотрены и для вспомогатель-
ного оборудования—регенеративных подогревателей, насосов
и т. п. Это так называемые локальные защиты. Выше описана
локальная защита ПВД. Вообще среди всех операций управле-
ния команды защиты обладают наибольшим приоритетом—
при одновременном поступлении двух противоречивых команд
всегда выполняется команда защиты.
Глава девятая
СИСТЕМЫ СМАЗКИ И ИХ ОБОРУДОВАНИЕ
9.1 ОСОБЕННОСТИ СИСТЕМ СМАЗКИ ТУРБИН СКД
Задачей систем смазки паровых турбин является обеспечение
надежной подачи необходимого количества масла к подшип- I
никам турбины, с тем чтобы получить минимальные потери I
мощности на трение в подшипниках, предотвратить износ
поверхностей трения, отвести теплоту, выделяющуюся при
трении и передаваемую от горячих деталей турбины при
работе как вблизи номинальной частоты вращения
(3000 мин-1), так и в режиме работы валоповорота или
полного останова ротора. Проектированию надежных схем
маслоснабжения всегда уделялось особое внимание, так как
прекращение подачи масла к подшипникам при номинальной
частоте вращения за несколько секунд приводит к расплавлению
баббитовой заливки вкладышей со всеми вытекающими послед-
ствиями по повреждению проточной части турбины и ротора
Исторически, по-видимому, из-за частой работы турбин на
выделенную сеть в первый период развития энергетики в от-
даленных районах и малой надежности системы питания
собственных нужд электростанции наибольшее распространение
получили различные модификации схем маслоснабжения с при-
менением главного масляного насоса (ГМН), приводимого от
вала турбины. Так, например, в большой серии турбин ЛМЗ
мощностью 200 МВт и ниже широко применяется схема
с центробежным масляным насосом, приводимым в движение |
от вала турбины через зубчатую муфту, и двухступенчатым
инжектором подачи масла на смазку подшипников. В целом,
надежность этой схемы достаточно высока. Однако для
современных мощных паровых турбин ее нельзя считать
162
он гимальной. Поэтому при проектировании новой серии турбин
С КД ряд турбостроительных заводов как у нас в стране,
так и за рубежом перешел на независимый привод насосов
смазки от электродвигателей. Обоснованность такого перехода
определяется следующими обстоятельствами.
1. Нарушение работы ГМН при приводе его от вала
। урбины практически всегда означает остановку турбины В то
же время соединение ротора турбины с ротором насоса,
размещение насоса с подводящими и сливными трубопрово-
дами в корпусе подшипника турбины представляют собой
«рудную конструкторскую задачу, и, как показал опыт экс-
плуатации, привод от вала турбины к насосу является едва
ли не самым слабым местом в турбинах разных типов.
В турбинах СКД со значительно большими расходами масла
и 1 подшипники эти трудности только увеличиваются. Поэтому
применение независимого привода насоса смазки со 100%-ным
резервом, позволяющим при необходимости вести ремонтные
работы электронасоса без остановки турбины, в условиях
современных мощных электростанций с достаточно высокой
надежностью питания собственных нужд позволяет повысить
надежность эксплуатации паротурбинных усзановок.
2. Применение независимого привода насосов смазки по-
мочило расположить масляный бак на нулевой отметке вдали
<н горячих элементов, что существенно повысило пожаробе-
юпасность. Появилась также возможность, в случае крайней
необходимости, отключить насосы смазки при снижении ча-
иогы вращения, например при 2000—2200 мин-1, когда
последствия безнасосного останова будут менее значительны.
При таком расположении бака появляется также возможность
выполнения централизованной схемы смазки турбоустановки —
i иавной турбины и всех питательных насосов Такая схема
Ныла выполнена в отечественных блоках СКД мощностью
UM), 500 и 800 МВт и способствовала некоторому упрощению
компоновки оборудования, правда до тех пор, пока размеры
прегатов, их компоновка, требуемые расходы масла не стали
приводить к противоположному результату. Поэтому, несмотря
ид то что первоначально одной из побудительных причин
удаления ГМН с вала турбины было разделение систем
pci улирования и смазки и переход к применению в системе
Регулирования огнестойкого масла, а сейчас проблема примене-
ния огнестойкого масла для смазки подшипников турбин
решена, возврат к схеме с ГМН на валу турбины представ-
имо гея неприемлемым. Отмеченные преимущества независимого
привода насосов смазки могут в действительности быть
реализованы только в том случае, если будет обеспечено
падежное маслоснабжение при переключениях насосов, а также
I» аварийных режимах -при потере питания собственных нужд.
163
Поэтому большее значение приобрели вопросы надежности
работы релейной и пусковой аппаратуры, обеспечивающей
быстрое автоматическое включение в аварийных режимах
резервного электронасоса смазки и аварийных электронасосов
постоянного тока, надежности работы (и методы проверки
готовности) аккумуляторных батарей. С этой же целью по
предложению ВТИ в систему смазки были введены устройства,
обеспечивающие подачу минимального расхода масла к под-
шипникам даже в случае останова турбины при остановленном
насосе, чтобы свести к минимуму возможные последствия
такого маловероятного события.
Важная особенность системы смазки турбин СКД связана
также с применением значительного числа вкладышей подшип-
ников больших диаметров (в турбинах 300 МВт наибольший
диаметр 435 мм, 800 МВт — 520 мм). Эти подшипники потреб-
ляют значительно больше масла в связи с изменением режима
течения масла, выделяют больше теплоты, больше насыщают
масло воздухом и значительно сильнее увеличивают потреб-
ление масла с ростом частоты вращения при пуске турбины.
Все это потребовало разработки специальных мер по увеличе-
нию интенсивности деаэрации масла, снижению потерь в под-
шипниках, с тем чтобы максимально уменьшить объемы
маслосистемы и необходимого масла, а также методов поддер-
жания постоянства давления масла перед подшипниками при
различных режимах работы и составе оборудования блока.
В последние годы значительно возросли требования по
обеспечению пожарной безопасности систем смазки, так как ряд
аварий оборудования сопровождался разрушительными масляны-
ми пожарами. Это стимулировало работы по внедрению
огнестойких масел в системы смазки, что оказалось сделать
труднее, чем предполагалось в начале 60-х годов из-за некоторых
особенностей огнестойкого масла, необходимости резкого расшире-
ния производства огнестойкого масла. Вместе с тем проведенная
в середине 70-х годов опытно-промышленная эксплуатация системы
смазки одной из турбин К-300-240 на масле ОМТИ полностью
подтвердила правильность избранного направления по замене
нефтяного масла огнестойким. С середины 80-х годов началась
промышленная эксплуатация на ОМТИ систем смазки отдельных
турбин 800 МВт. В предстоящие годы по мере расширения
производства ОМТИ его использование в системах смазки турбин
СКД, особенно вновь вводимых, будет все более расширяться
9.2. ТУРБИННЫЕ МАСЛА
Нефтяные масла. Нефтяные турбинные масла получили
наибольшее распространение в системах смазки паровых тур-
бин. Они являются высококачественными дистиллятными мас-
164
нами, получаемыми в процессе перегонки нефти путем специ-
альной очистки для удаления тех компонентов, которые
ухудшают стабильность масла, повышают коррозионную аг-
рессивность и т. п. В крупных паровых турбинах ЛМЗ применя-
ется только легкое турбинное масло, имеющее кинематическую
вязкость 22 сСт при 50° С. Физико-химические и эксплуатаци-
онные свойства нефтяных турбинных масел хорошо известны
(|абл. 9.1) Вместе с тем ряд важных свойств нефтяных
нурбинных масел, влияющих на надежность эксплуатации
систем смазки, зависит от исходного месторождения нефти,
из которой изготавливается масло, а также от технологии
изготовления. Так, например, масло Т-22 (ГОСТ 32-74),
изготавливаемое из малосернистых бакинских нефтей, не требу-
ет дополнительных присадок для улучшения его качества.
Для обеспечения качества масла Тп-22 (ГОСТ 9972-74), изготов-
ляемого из смеси малосернистых узбекских и туркменских
нефтей, требуется введение композиции присадок. Оба эти
1ипа масла выпускаются сейчас в небольших количествах.
Таблица 9.L Характеристики турбинных масел, применяемых для смазки
Показатель	Нефтяное масло Т 22	ОМТИ
Внешний вид Цвет Кинематическая вязкость при температуре 50° С, м^/с, не менее Плотность при 20е С, г/см3 Теплоемкость, Дж/(кг С),  при. 40° С 60 80 > Теплопроводность, Вт/(м - К),  при: 40 С 60 80 1 Кислотное число, v КОН, 1 не более ’ Механические примеси, %, | не более Реакция водной вытяжки из 1 продукта. pH  Термоокислительная ста- бильность по ГОСТ 981-75- осадок не более, % кислотное число не	Прозрачная однородная маслянистая жид- кость Желтый 20 10“б 0,890 1,898  103 1,894  И)3 1,914 10* 0,464 103 0,462 • 103 0,461 • 103 0,02 0,005 6—8 0,1 0,035	Прозрачная однородная маслянистая	жид- кость № 5 С коричневатым от- тенком 23 10“6 1,143 1,583 103 1,616 103 1,666 103 0,498 103 0,477 103 0.481 103 0,03 0,01 6—8 0,02 0,05
165
Продолжение табл. 9 I
Показатель	Нефтяное масло Т-22	омти
более, мг КРН/г Температура, °C		240
вспышки в открытом тигле, не ниже	ISO	
самовоспламенения, определенная по мето- ду ВТИ, не ниже	—	720
застывания, не ниже Стойкость к гидролизу.	-15	-17
кислотное число, мг КОН/г, не более	—	0,5
осадок не более, %	—	0,2
Содержание золы, %, не более	—	0,15
Содержание тучих не более, %	—	0,2
Содержание свободных ксиленолов, %, не более	—	0,15
В настоящее время наибольшее распространение имеет
масло Тп-22С (ТУ.38.101821-83), выпускаемое из западно-си-
бирских нефтей и содержащее антиокислительную, антикор-
розионную и деэмульгирующую присадки. Подобные ком-
позиции присадок имеют также большинство зарубежных
нефтяных турбинных масел. В процессе эксплуатации присадки
могут расходоваться. Так, например, присадка, применяемая
в качестве деэмульгатора, способна растворяться в воде
и вымывается водой, попадающей в маслосистему при ее
эксплуатации. Поэтому при эксплуатации турбинных нефтяных
масел необходимо следить за достаточным содержанием в них
присадок. Это же следует учитывать и при смешении различных
марок масел, так как изменяется процентное содержание
присадок в смеси масел Подробные указания по периодичес-
кому контролю свойств турбинного масла, содержанию в нем
присадок и методов их добавки, по смешению различных
типов масел содержатся в [1].
Огнестойкие масла. Все огнестойкие турбинные масла,
применяемые в системах регулирования и смазки турбин ЛМЗ,
разработаны ВТИ им. Дзержинского. В 60-х годах было начато
внедрение огнестойких масел типа «Иввиоль». Огнестойкое
масло «Иввиоль-1» было создано на основе трикрезилфосфатов.
В масле «Иввиоль-2» было ограничено содержание ортоизомера
трикрезил фосфата значением 2%, что позволило существенно
уменьшить токсичность по сравнению с маслом «Иввиоль-1»
С середины 60-х годов был осуществлен переход на применение
масла «Иввиоль-3» на основе триксиленилфосфатов, что по-
зволило обеспечить дальнейшее существенное снижение ток-
166
сичности «Иввиоль~3» получается этерификацией хлорокисью
фосфора ксиленольной фракции каменноугольной смолы, вы-
кипающей при 212—222° С. С конца 70-х годов началось
широкое внедрение масла ОМТИ, созданного также на основе
I риксиленилфосфатов, сырьем для которого является фракция,
выкипающая в более узком диапазоне температур 218—222° С
и получившая название технический 3,5-ксиленол, так как
содержит до 75% 3,5-ксиленола, 3,4-ксиленол и др ОМТИ
отличается от всех масел на основе ароматических эфиров
фосфорной кислоты крайне высокой среднесмертельной дозой
и отсутствием нейропаралитического действия и относится
уже к тому же классу токсичных веществ, что и нефтяное
турбинное масло («Малотоксичные соединения»—ГОСТ
12.1.007-76). Предельно допустимые концентрации паров и аэро-
юлей масла в воздухе составляют 5 мг/м3, в водах открытых
водоемов 0,05 мг/м3— аналогично нефтяному маслу
В настоящее время ведется разработка различных моди-
фикаций масла ОМТИ, направленная на расширение сырьевой
базы, что необходимо в связи с начавшимся внедрением
огнестойких масел не только в системы регулирования, но
и в системы смазки мощных турбин.
При разработке как первых, так и последующих модифи-
каций огнестойких масел учитывались основные требования,
предъявляемые к огнестойким маслам: высокая термоокис-
лительная стабильность, хорошая антикоррозионная, смазоч-
ная, деаэрирующая и деэмульсирующая способность, не изменя-
ющаяся в процессе эксплуатации кинематическая вязкость,
отсутствие абразивных остатков при старении, высокая ог-
нестойкость. Огнестойкие масла Иввиоль-3 и ОМТИ обладают
всеми этими качествами. Сравнение эксплуатационных свойств
ОМТИ и огнестойких масел производства ряда зарубежных
фирм показало, что оно превосходит их по важнейшим
показателям-—термоокислителъной стабильности и стойкости
к гидролизу (табл. 9.2). Физико-химические свойства ОМТИ
в сравнении с нефтяными маслами приведены в табл. 9.1 [1].
На рис 9.1 приведена зависимость вязкости от температуры
По смазывающей способности масло ОМТИ не уступает
нефтяному маслу, а по способности налипать на элементы
трущейся пары, обеспечивая малое трение без масляного клина
(граничная смазка), ОМТИ превосходит нефтяное масло.
ОМТИ не оказывает заметного влияния на обычные металлы,
используемые в турбостроении, в том числе баббиты, цветные
металлы, если кислотность масла находится в допустимых
пределах. Иначе обстоит дело с красками, прокладочными
и изоляционными материалами. Огнестойкие масла являются
хорошими растворителями и разрушают многие изоляционные
материалы, краски, резины, паронит, бакелит, вымывают
167
Таблица 9.2. Основные характеристики отечественных н зарубежных
огнестойких масел (1J
Показатель	«Ивви- оль-3»	ОМТИ	«Хау- сейф- 1120»	«Пиро-	«Фир- ку ель- 220»	«Рео- любе- Хид 701»	«Рео- любе Турбо 46»	«Рео- любе Хид TF 90»	«Рео- любе ХИД HS- 110»	SF-D 0301
Кислотное чи- сло, мг КОН/г Термоокислн- тельная ста- бильность* по (ГОСТ 981-75)	0,04	0,03	0,115	0,13	0,07	0,07	0,014	0,085	0,055	0,245
осадок, %	0,02	Нет	Нет	Нет	Нет	0,024	Нет	Нет	0,09	0,16
кислотное число, мг КОН/г Стойкость к гидролизу	0,05	0,05	0,139	0,11	0,05	0,17	0,04	0,08	0,025	4,94
осадок, %	0,15	0,05	Нет	0,12	0,06	0 11	0,08	0.05	0,07	—
кислотное число, мг КОН/г Температура, °C	0,60	0,50	6,3	9,25	0,80	43,0	6,20	3.20	1,30	
самовос- пламенения	720	720	665	705	725	700	680	745	703	685
застывания	-21	-21	—	—	—		—	-18	-18	—
Коррозия**, г/м2	0,7	0,5	2,5	0,3	3,4	9,4	29	10	18	6,8
Токсичность ££>50, г/кг	12	24	77	7,9	5.8	7,6	8,4	2,55	3,5	—•
в течение 48 ч
в присутствии
воды
железа и меди
* Нагрев -к—___________	______ __________ ______
** Коррозия стальной пластины за 30 ч в присутствии воды к кислорода при 95° <
жировую часть сальников. Однако они не воздействуют на
бумагу, электроизоляционный картон, фторопласт, сухие саль-
никовые набивки (пеньковые или фторопластовые), шеллак,
эпоксидную смолу, провода с фторопластовой изоляцией, ряд
типов специальных резин (ИРП-1375, 1377) Известны и ряд
типов красок воздушной сушки, стойких к ОМТИ (например,
АБЛ-20 и др.), однако поверхности, омываемые ОМТИ, при
возможности лучше не окрашивать из-за необходимости тща-
тельной подготовки поверхности под окраску.
Модуль объемной упругости чистого огнестойкого масла,
свободного от пузырьков нерастворенного воздуха, не меньше,
чем у нефтяного масла (около 16 Н/м2). Насыщаемость
огнестойкого масла воздухом при равных условиях не больше,
чем у нефтяного масла. Скорость выделения воздуха из
168
or нестойкого масла «Иввиоль-2» была
существенно меньше, чем у нефтяного
масла. Для ОМТИ скорость выделения
воздуха значительно выше и уменыпа-
с г ся только в результате попадания
к масло каких-либо посторонних при-
месей. Во всяком случае при применении
и маслобаках воздухоохладителей в виде
пакетов наклонных пластин, разделяю-
щих поток масла на множество струй
малой высоты, обеспечивается хорошее
удаление воздуха из масла. Плотность
огнестойкого масла в 1,3 раза больше,
чем нефтяного, что влияет на давление,
развиваемое центробежными насосами,
применяемыми в системах смазки и ре-
|улировании, мощности их двигателей.
Плотность огнестойкого масла выше
плотности воды, поэтому при попадании
воды в масло она скапливается не на
дне бака, а на поверхности масла,
в связи с этим забор масла на сепа-
_____I___।----1—
О 20 чо Vе
Рис. 9 1 Кривые зависи-
мости кинематической
вязкости масел от тем-
рирование следует выполнять с верхней
части бака и использовать специальные
пературьг
У -турбинное 22, 2—«Ивви-
оль-3»,' 3— ОМтИ
сепараторы, учитывающие указанную
разницу в плотности воды и масла. Небольшие количества
воды, попадающие в масло, (например, из уплотнений турбины
при пуске), постоянно испаряются с поверхности масла в баке,
и применение для этих целей сепараторов не требуется.
Повышенная плотность ОМТИ означает также и большую
(в 1,3 раза) динамическую вязкость, определяющую подъем
ротора и количество выделяемой теплоты при гидродинамичес-
ком режиме смазки, что необходимо учитывать при выборе
зазора в подшипниках и расходов масла.
Весовая теплоемкость ОМТИ на 15% ниже нефтяного
масла, но объемная превосходит на 15%, так что при отводе
теплоты с помощью ОМТИ необходимо применять конст-
рукции с большим весовым расходом масла.
Электрофизические свойства огнестойкого масла хуже, чем
нефтяного. При применении огнестойкого масла в системах
регулирования это не вызывает каких-либо осложнений. При
использовании огнестойкого масла в системах смазки это
обстоятельство является существенным и требует тщательного
контроля за состоянием подстуловой изоляции генератора
с целью предотвращения электроэрозии подшипников аналогич-
но тому, как это происходит при наличии в нефтяном масле
169
воды. Худшие, чем у нефтяного масла, электрофизические
свойства приобретают особое значение при попадании масла
в аварийных режимах внутрь современных генераторов, име-
ющих высокое напряжение. Использование стабильных к воз-
действию ОМТИ изоляционных материалов и покрытий требу-
ет изменения технологии изготовления генераторов, и на
период ее разработки и освоения решение было найдено
путем отделения системы масляных уплотнений вала генератора
от системы смазки подшипников с сохранением в системе
уплотнений минерального масла. Это решение не уменьшает
надежности системы уплотнений, так как добавляется лишь
один бак, остальная часть системы остается неизменной
Дополнительное же преимущество заключается в том, что
предотвращается попадание в генератор масла, обводняемого
в системе смазки турбин.
Огнестойкость ОМТИ характеризуется не только высокой
температурой самовоспламенения, но и неспособностью рас-
пространять пламя по струе, неспособностью поддерживать
горение при исчезновении источника огня. Это очень важно,
так как при определенных условиях температура самовосп-
ламенения ОМТИ может понизиться. Например, при разбива-
нии пропитанной пролитым маслом тепловой изоляции паро-
проводов с температурой пара 540° С могут происходить
вспышки масла, но это не приводит к возникновению пожара,
и они сами гаснут.
Экономической целесообразности применения огнестойких
масел всегда уделялось большое внимание, хотя ущерб от
пожаров определяется не только затратами на восстановление
поврежденного оборудования. Соответствующие расчеты по-
казывают, что при замене нефтяного масла огнестойким, даже
при высокой стоимости ОМТИ, в настоящее время в связи
с небольшим объемом производства срок окупаемости со-
ставляет 1,2—4 года, при замене ОМТИ в системах регулирова-
ния и смазки или только смазки соответственно Эти же
расчеты показывают целесообразность интенсификации работы
системы смазки с целью уменьшения объема масла, что
возможно благодаря лучшей термоокислительной стабильности
огнестойкого масла.
9.3 СХЕМЫ СИСТЕМ СМАЗКИ
На рис. 9.2 показана схема смазки турбины К-300-240-1, на
рис. 9.3--схема смазки турбины К-800-240-5, разработанная
с учетом опыта работы турбины К-300-240-1 и предназначенная
для работы на огнестойком масле ОМТИ.
Системы смазки этих и всех турбин СКД, эксплуатируемых
в СССР, централизованные, обеспечивают маслом подшипники
170
Рис 9.2. Схема смазки турбины К-300-240-1
I гурбоагрегат с аварийными емкостями масла; 2—питательный турбонасос; 3—
шп si тельный электронасос с редуктором и гидромуфтой, 4—гидромуфта, 5—бак системы
«м.ики, 6—электронасосы системы смазки переменного и постоянного тока, 7—маслоох-
шлители; 8—маслоохладитель мультипликатора, 9—электронасосы системы уплотнений
ицюменвого и постоянного тока; 10—маслоохладитель системы уплотнений, /У -редукци-
онный клапан подачи масла на гидромуфту; 12—сливные клапаны системы смазки,
/1 эксгаустер, 14—подача масла в систему масляных уплотнений генератора, J5—в бак
аварийного слива, 16—ограничительная шайба
имвной турбины, генератора, группы питательных насосов
Оурбо- и электро-), гидромуфты питательных электронасосов,
системы масляных уплотнений вала турбины. В турбинах
К-800-240-3, К-500-240-4, К-1200-240-3 и их последующих мо-
дификациях система масляных уплотнений генератора выделена
в отдельную систему со своим расходным баком.
Режимы работы централизованной системы смазки харак-
юризуются большими изменениями расхода масла и сопротив-
иения сети, связанными со следующими обстоятельствами:
изменением состава оборудования — включены или отклю-
чены питательные электронасосы (расход на один электронасос
l учетом расхода на гидромуфту составляет до 50% расхода
I ла иной турбины, расход на группу питательных турбонасосов
1акже близок к этой величине);
изменением расхода масла на подшипники по мере повыше-
ния частоты вращения главной турбины (в турбинах К-300-240-1
> । о увеличение при выходе на 3000 мин 1 составляло по
сравнению с работой на валоповоротном устройстве 30%;
с переходом в турбинах 500 и 800 МВт на более экономичные
подшипники эта цифра еще более увеличивается);
171
Рис. 9.3. Схема смазки турбины К-800-240-5:
7—турбоагрегат с аварийными емкостями масла, 2—бак системы смазки; 3- -элект-
ронасосы системы смазки переменного и постоянного тока. 4—маслоохладители
5—редукционный клапан, б —напорный коллектор, 7—гидрозатвор. 8—заполненный
сливной коллектор, 9-—подача масла на турбонасос, 10—вентиляционный коллектор
И — эксгаустер, 12—фильтр гонкой очистки
различным числом включенных маслоохладителей;
различным числом работающих насосов, которые могут
включаться в параллельную работу по блокировкам и для
отключения которых требуется определенное время.
В централизованной системе бак для обеспечения слива
масла из питательных насосов должен располагаться на полу
конденсационного помещения и необходимо учитывать воз-
можность опорожнения в него большого количества масла
из маслопроводов, объем которых соизмерим с объемом
масла, остающимся в баке при работе турбины. Это приводит
к большому колебанию уровня масла в баке Эти важные
172
особенности учтены в выборе схемы и характеристик обору-
дования системы смазки
Емкость бака составляет от 37 до 50 м3 В баке расположены устройства
для очистки масла от механических примесей и воздуха На баке устанав-
ливается фильтр тонкой очистки для непрерывной более тонкой фильтрации
части масла (см. гл. 8).. Подача масла осуществляется четырьмя электрона-
сосами Два насоса (рабочий и резервный) имеют электродвигатели перемен-
ного тока. Мощность каждого двигателя выбирается с двойным запасом
для обеспечения работы насоса даже в условиях кратковременного падения
напряжения собственных нужд (обычно принимается падение напряжения не
ниже 0,7 номинального во время пуска крупных потребителей собственных
нужд, на ряде блоков зарегистрировано при пуске питательных электронасосов
падение напряжения до 0,62, общее время падения напряжения 10—15 с)
Такой подход к выбору двигателя обеспечивает также быстрый разворот
насосов (за 1 с) при включении их по блокировкам Два других насоса
являются аварийными имеют двигатели постоянного тока.
173
С целью уменьшения мощности двигателей и соответственно емкости
аккумуляторных батарей они включаются в обвод маслоохладителей и обеспечи-
вают маслом только подшипники агрегатов в размере 60— 70% номинального
расхода При включении в работу одного из аварийных насосов и невозможности
быстрого восстановления питания электронасосов переменного тока турбину
следует остановить. В турбине К-300-240-1 масло к насосам из бака подводится
с помощью всасывающего коллектора. В последующих турбинах с целью
уменьшения сопротивления на всасывании насосов и обеспечения возможности
работы при более глубоком изменении уровня масла в баке насосы располагаются
непосредственно на боковых стенках бака Такая схема исключает возможность
скопления воздуха в насосах, находящихся в резерве По сравнению с применением
насосов погружного типа такая схема расположения насосов обеспечивает
возможность выполнения минимального чистого отсека бака, т е уменьшить
объем бака За каждым насосом устанавливается по два обратных клапана, с тем,
чтобы надежно исключить утечки масла через неработающие насосы
Маслоохладители устанавливаются на напорном коллекторе после насосов
При таком расположении маслоохладителей обеспечивается максимальная
температура масла в баке, что имеет большое значение для системы смазки
так как при этом значительно интенсифицируются процессы отделения воздуха
и воды в баке. Тип и число маслоохладителей выбираются в зависимости
от количества отводимой теплоты и температуры охлаждающей воды. Для
проведения промывок маслосистем полезно выполнение байпасной линии
маслоохладителей значительного сечения.
Давление воды в маслоохладителях должно быть ниже давления масла
(давление масла в маслоохладителях около 0,25 МПа), чтобы предотвратить
попадание в маслосистему охлаждающей воды, особенно содержащей много
солей, при возможных нарушениях плотности маслоохладителей. Вместе с тем
это вступает в противоречие с современными экологическими требованиями
по предотвращению попадания масла в водоемы. Выход может быть найден
как путем совершенствования конструкции маслоохладителей, так и путем
совершенствования самих схем охлаждения В настоящее время ведутся работы
по созданию более плотных маслоохладителей
Однако опыт показывает, что и при хорошей качестве изготовления (дефекты
изготовления выявляются в первый же год эксплуатации) через несколько лез
вновь может начаться выход маслоохладителей из строя, связанный с заносом
трубной системы солями и с методами очистки маслоохладителей Поэтому
представляется возможным полностью решить указанную проблему применена
ем замкнутых промежуточных контуров охлаждения маслосистем с использова-
нием в этих контурах конденсата. Такие схемы выполнены на ряде турбин у нас
в стране и на многих турбинах, поставленных на экспорт.
Затраты на дополнительное сооружение промежуточного контура невелики,
так как он состоит из двух насосов, двух водо-водяных теплообменников
и дыхательного бака емкостью 2—5 м3 При возможном попадании -масла
в воду (хотя это становится значительно менее вероятным, так как маслоох-
ладители при работе на конденсате работают более надежно) содержащееся
в промежуточном контуре небольшое количество воды может быть слито
для очистки или сожжено в котле. Применение промежуточного контура
174
примерно на 5° С повышает температуру охлаждающей воды, что должно
учитываться при выборе числа маслоохладителей.
Давление масла на отметке оси турбины составляет
0,117 МПа. Поддержание давления в турбинах К-300-240-1
Осуществляется двумя сливными клапанами. Выполнение в этих
клапанах демпфера малого объема полностью решило вопрос их
устойчивости. Для более точного поддержания давления в усло-
виях указанных переменных режимов работы маслосистемы на
напорном коллекторе устанавливается ограничительная шайба
диаметром 105 мм, а забор масла на гидромуфту питательного
Электронасоса берется до этой шайбы. В этих условиях при
работе турбины на ВПУ и остановленных питательных насосах
давление на оси турбины составляет 0,14 МПа, снижаясь до
0,117 МПа по мере включения в работу остальных агрегатов
блока. В турбинах последних выпусков вместо сливных устанав-
ливаются редукционные клапаны, которые поддерживают давле-
ние масла на оси турбины дросселированием всего расхода
масла без слива масла в бак, что улучшает работу бака, но
1ребует некоторого запаса по давлению Для обеспечения
надежности часть масла дросселируется помимо клапана
Диаметр дроссельной шайбы выбирается таким образом, чтобы
при случайном закрытии редукционного клапана через нее мог
проходить расход масла 50—70% номинального.
Подвод масла к вкладышам подшипников осуществляется
через бачки, встроенные в верхних крышках подшипников
(рис. 9.4). Из бачков масло подается по двум трубам к вкладышу
подшипника. По одной из труб подача осуществляется только
при нормальной работе, когда бачок полон и находится под
Рис. 9.4. Подвод масла
к опорному подшипнику:
1—подача от напорного коллек-
тора, 2 —подаод масла; 3—ава-
рийный подвод масла, 4—воз-
душник, 5—дозирующая шайба
175
давлением По другой трубе осуществляется дозирование пода-
чи масла при остановке турбины с неработающими масляными
насосами, с тем чтобы обеспечить минимальный расход мас-
ла на подшипники с учетом возможности снижения этого
расхода по мере снижения частоты вращения. В ряде подшипни-
ков подвод рабочего и аварийного масел осуществляется по
одной трубе. В бачке предусматривается воздушник, через
который обеспечивается подача воздуха в бачок (срыв вакуума)
по мере его опорожнения. Конструкция должна исключить
засорение этого воздушника, а сечение его должно быть
достаточным для принятой скорости опорожнения бачка в ава-
рийных режимах, даже если это приводит в нормальных
режимах к увеличению расхода на подшипник на 5—10%. Перед
бачками часто устанавливаются дозирующие шайбы, с помо-
щью которых можно корректировать расход масла. Диаметр
этих шайб выбирают таким образом, чтобы давление в бачке
при работе на частоте вращения 3000 мин “1 было в пределах
40—70 кПа
Слив масла из подшипников осуществляется в сливные
коллекторы, в которых идет интенсивное выделение захвачен-
ного в подшипнике воздуха. Для предотвращения эжектиру-
ющего действия струи масла в вертикальном сливном стояке
масло в бак сливается под уровень (или через зауженное
сечение в баке), а перед сливным стояком устанавливается
гидрозатвор. Гидрозатвор устанавливается также после слив-
ного коллектора подшипников генератора, в который может
попадать водород (если система уплотнений генератора не
отделена от системы смазки). Из сливных коллекторов и из
бака осуществляется отсос воздуха с помощью эксгаустеров,
перед которыми устанавливаются отстойники для задержания
уносимых при этом аэрозолей масла
Сливные коллекторы выполнялись всегда незаполненными
и в них создавались условия для интенсивного шламования
масла и коррозии (высокая температура, воздух, вода, малая
скорость). Поэтому в турбинах К-800-240-5 применена схема
с затопленными сливными коллекторами, которая должна
замедлить эти процессы. В этом случае выполняется специ-
альный вентиляционный коллектор, а уклон сливного коллек-
тора для исключения воздушных пробок выполняется таким
образом, чтобы направления движения выделяющихся пузырь-
ков воздуха и сливающегося масла совпали.
Включение насосов (резервного, аварийных) осуществляется
по отключению работающего насоса, а также от реле при
падении давления до 78 кПа. При падении давления ниже
29 кПа срабатывает защита турбины на останов и исключается
вращение турбины валоповоротным устройством. Кратков-
ременное (на 1—2 с) падение давления при отключении
176
|ыботающего и включении резервного насосов не приводи,
к снижению давления на оси ниже 59 кПа.
Температура масла после маслоохладителей составляет обыч-
но 40—42° С. При необходимости пуск турбины может начинать-
ся при более низкой температуре, так как по мере подъема
частоты вращения начинается интенсивный прогрев масла. При
лом следует вести пуск таким образом, чтобы повышение
частоты вращения сверх 1000 мин-1 происходило при тем-
пературе масла не ниже 38° С. В этих условиях, как правило,
не потребуется подогрев масла в маслоохладителе, который
может неблагоприягно отразиться на его надежности При
работе на огнестойком масле с целью понижения динамической
вязкости с учетом свойств ОМТИ допустимо повышение рабочей
температуры масел до 50° С с соответствующим повышением
температуры масла на сливе из подшипников до 75° С.
Аварийный слив масла при пожаре предусматривается из
днища бака системы смазки через специальные задвижки
с электроприводом, расположенные вдали от бака При
применении ОМТИ аварийный слив масла не требуется.
Характеристики систем смазки турбин СКД. Основные
характеристики систем смазки паровых турбин СКД ЛМЗ
мощностью 300, 500 и 800 МВт приведены в табл. 9.3.
Таблица 9.3 Харэктеристйки систем смазки турбин СКД ЛМЗ
Показатель		Тип турбины	
	К-300-240-3	К-500-240-4	К-800-240-5
Расход масла, м3/ч			
на подшипники турби- ны и генератора	180	230	280
общий на турбоуста новку Емкость, м3	315	310	370
маслобака	47	47	47
общая системы	47	55	58
Количество отводимой теп- лоты, ГДж/ч Расход воды на все масло- охладители, м3/ч	9,6	5,9	6,7
	450	600	600
Тип и число маслоохлади	М-240	М 540	М-540
телей	3	3	3
Тип насосов и их ко личест-	I2KM-15	12КМ-15В	12КМ-15В
во	2	2	2
Мощность электродвигате- ля рабочего насоса, кВт	100	100	100
Тип аварийных насосов и их	12КМ-20а	12КМ-20	12КМ-20
количество	2	2	2
Мощность электродвигате- ля аварийного насоса, кВт	37	37	37
12 Заказ 1948
177
9.4- КОНСТРУКЦИИ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ОТДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ
Масляный бак. На рис. 9.5 показана конструкция бака с насосами,
навешиваемыми на стенки бака. Создано три модификации бака полезной
емкостью 37, 47 и 80 м3, отличающихся лишь длиной промежуточного (среднего)
отсека. Материал корпуса бака—-углеродистая сталь или двухслойная сталь
с плакирующим слоем из стали 08X13. Сливаемое масло поступает в «грязный»
отсек под уровень и с помощью дырчатого листа равномерно раздается по всему
сечению промежуточного отсека, способствуя лучшей работе прямоточного
воздухоохладителя. В качестае наклонных перегородок применяются листы из
алюминиевых сплавов или легированных сталей, а в качестве проставок—бруски
из сухого дерева. После воздухоохладителя устанавливается два ряда рамочных
фильтров (по три фильтра в ряду) с сетками № 025, ГОСТ 6613-73 из
полутомпака Л80, ГОСТ 15527-70. Размер ячейки в свету около 0,2 мм,
Рис. 9.5. Масляный бак:
У—«грязный» отсек; 2—дырчатый лист; 3—воздухоотделитель; 4—рамочный фильтр,
5—«чистый» отсек, б—насосы; 7—маслоуказатель, 8—-фильтр тонкой очистки
178
। абаригные размеры сеток 220 х 1100 мм Насосы фланцами крепятся прямо
к стенкам бака. Всего имеется возможность установить к «чистому» отсеку пять
насосов (три на торцевой стенке и по одному на боковых). Обычно среднее гнездо
по торцевой стенке не используется Насосы крепятся на площадки, приваривае-
мые к баку. Внутри «чистого» отсека расположены задвижки, позволяющие
отключить каждый насос в аварийной ситуации, связанной с поломкой корпуса
насоса. В остальных режимах работы управление этими задвижками не требуется.
На баке имеются штуцеры с фланцами для слива масла в бак н из
бака, отсоса паров и т. п В «чистом» отсеке устанавливается маслоуказатель
со шкалой от 0 до 100 делений, где 0 соответствует уровню масла 1000 мм
от верхней кромки бака и является минимально допустимым уровнем
Маслоохладители. Маслоохладитель представляет собой вертикальный
цилиндрический поверхностный теплообменник, в котором охлаждающая вода
движется внутри трубок, а масло—в межтрубном пространстве Теплопереда-
ющая поверхность образована трубками, имеющими снаружи оребрение из
медной проволоки, припаянной к трубкам Пространство между оребренными
трубками внутри трубного пучка заполняется деревянными вставками Трубный
пучок вставлен внутри кожуха с продольными фланцами. Трубки развальцованы
в трубных досках. Нижняя грубная доска жестко закреплена между корпусом
и нижней водяной камерой. Верхняя трубная доска способна перемещаться
относительно корпуса при тепловых расширениях за счет линзового компенсато-
ра, расположенного в верхней части корпуса, и стальной мембраны, обеспечива-
ющей плотность масляного пространства маслоохладителя.
Масло подается в маслоохладитель через нижний патрубок и отводится
через верхний. Охлаждающая вода подводится и отводится через патрубки,
находящиеся в нижней водяной камере. Имеются необходимые воздушники
и спускные краны.
540
Расчетные характеристики маслоохладителей типов М-240 и
приведены ниже:
	М-240	М-540
Поверхность охлаждения, м2...	240	540
Расход масла, м3/ч ..	165	330
Гидравлическое сопротивление по маслу, кПа..	25	40
Давление масла, МПа: рабочее пробное Температура масла, на входе на выходе Присоединительные фланцы по маслу (вход и вы-	Ду 200, Ру 6 Ду	0.5 0,8 55 44 300; Ру 10
ход) Расход воды, мл/ч	150	300
Гидравлическое сопротивление по воде, кПа	20	18
Давление воды, МПа" рабочее пробное Температура воды, °C; на входе на выходе	37	0,2 0,4 33 39
179
Рис. 9.6 Характеристики
масляных насосов
1 — аасос 12КМ-15, диаметр
колеса Z>K = 355 мм, 2—насос
12КМ-55в, 7),.=358 мм, 3 ~
насос 12КМ-20, />„=295 мм
4 насос L2KM-20a, D,
=270 мм
Насосы. В качестве рабочих насосов применяются насосы типа 12KM-I5,
в качестве аварийных—типа 12КМ-20 Характеристики применяемых моди-
фикаций этих насосов показаны на рис. 9 6 Насосы имеют конструкцию,
схематично показанную на рис. 9.3, это насос центробежного типа, вертикаль-
Рис 9 7 Редукционный клапан
180
ими, привод от электродвигателя через упругую муфту Корпус насоса
н 1.1 полнен из чугуна Конструкция позволяет производить осмотр или замену
|ыбоче.го колеса или уплотнительных колец без снятия насоса с опорной
плиты и демонтажа трубопроводов.
Для заливки гидравлических уплотнений насоса его полость сообщается
i баком ниже минимально возможного уровня масла в баке. Смазка
опорно-упорного подшипника осуществляется из напорного патрубка насоса
и от напорного коллектора перед маслоохладителями. Слив протечек осущест-
вляется непосредственно в бак
Редукционный клапан (рнс. 9 7). Он выполнен в виде регулятора давления
«за собой» непрямого действия, без обратной связи по положению регули-
рующего клапана. Обратная связь осуществляется непосредственно по давлению
масла за редукционным клапаном, которое может регулироваться воздействием
на пружину золотника. Байпасная шайба расположена непосредственно внутри
клапана и изменение ее диаметра при настройке требует только снятия
верхней крышки Редукционный клапан должен располагаться обязательно
выше масляного бака.
Глава десятая
ТЕПЛООБМЕННОЕ И ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
ТУРБОУСТАНОВКИ
10 1. КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТРОЙСТВА
Экономичная и надежная работа энергоблока в значитель-
ной степени зависит от технического уровня и качества
теплообменных аппаратов и вспомогательного оборудования,
соответствия их характеристик условиям работы в составе
данной турбоустановки, качества их монтажа и ремонта,
уровня эксплуатации В процесс проектирования турбоустанов-
ки рациональному выбору теплообменных аппаратов и вспо-
могательного оборудования уделяется самое серьезное внима-
ние. В целях унификации, а это ведет к снижению затрат
на разработку и изготовление и облегчает эксплуатацию
и ремонт оборудования, стремятся подобрать те или иные
виды оборудования из числа серийно выпускаемого промыш-
ленностью и соответствующего по своим характеристикам
условиям работы в составе данной турбоустановки. Если же
это оказывается невозможным, то специализированным пред-
приятиям выдается заказ на создание необходимых видов
оборудования.
Как и многие детали, узлы, сборочные единицы и агрегаты
паровых турбин, многие виды теплообменных аппаратов
и вспомогательного оборудования постоянно совершенствуют-
ся. Поэтому в .составе даже однотипных турбоустановок одной
181
Таблица 10.1. Основные характеристики конденсаторов паровых турбин СК •
ЛМЗ на расчетном режиме
Показатель	К-300-240	К-500-240	К-800-240
Тип конденсатора Поверхность охлаждения (общая), м2 Расход охлаждающей воды, м3/ч Гидравлическое сопротивление, кПа Температура охлаждающей воды, °C Давление в конденсаторе, кПа Диаметр трубок, мм/мм Длина трубок, м Масса конденсатора с трубками, т	300-КЦС 3 15400 36000 44,1	500-КЦС-4 22500 51480 44,1 - 12 		800-КЦС 3 41200 73000 58,9
	9 340	— 28/26 — 9 515	12 871
электростанции разных лет поставки можно встретить аппарат ы
и оборудование, имеющие отличия в конструкции. В этой
ситуации эксплуатационному, ремонтному и монтажному пер
соналу электростанций необходимо внимательно изучать за
водские инструкции и другую техническую документацию
поступающую с новым оборудованием, не надеясь на знание
оборудования, уже эксплуатирующегося на электростанции.
Ниже приводятся некоторые основные сведения о теплооб-
менных аппаратах и вспомогательном оборудовании, исполь
зуемых в последних модификациях турбоустановок мощностью
300, 500 и 800 МВт ЛМЗ.
Конденсационные устройства паротурбинных установок
включают в себя собственно конденсатор, систему удаления
воздуха из конденсатора, паросбросное устройство, систему
удаления конденсата и систему охлаждающей воды. Основные
характеристики конденсаторов приведены в табл. 10 1.
В последних модификациях паровых турбин мощностью
800 МВт используется конденсаторная группа типа 800-КЦС-5,
состоящая из двух конденсаторов, устанавливаемых продольно
под выхлопными патрубками ЦНД. Общий вид одного кон-
денсатора группы показан на рис. 10.1. Поверхности охлажде-
ния обоих конденсаторов одинаковы. Конденсаторы включены
последовательно по охлаждающей воде, которая проходит по
трубным пучкам конденсатора двумя параллельными потоками,
что позволяет отключать один из потоков охлаждающей воды
без остановки турбины. Для разделения потоков охлаждающей
воды во всех водяных камерах установлены вертикальные
перегородки Подвод охлаждающей воды к каждому потоку
и отвод ее осуществляется отдельными для каждого потока
трубопроводами.
Паровые пространства конденсаторов группы разобщены,
в результате чего в первом по ходу охлаждающей воды
конденсаторе, где температура охлаждающей воды ниже,
устанавливается более глубокий вакуум, чем во втором, где
182
Рис. 10.1. Общий вид конденсатора 8О0-КЦС-5:
I —конденсатор № 1, 2—линзовый компенсатор между выхлопом ЦНД2 и конденсатором,
3—конденсатор № 2, 4~линзовые компенсаторы между корпусом и водяными камерами,
5—входная водяная камера; 6—патрубок подвода охлаждающей воды, 7—пружинные
опоры, 8—промежуточная водяная камера, 9—трубные пучки
температура охлаждающей воды выше вследствие нагрева
теплотой, отведенной при конденсации пара в первом кон-
денсаторе. Такое секционирование конденсатора обеспечивает
повышение экономичности турбоустановки (см. гл. 2).
Каждый конденсатор группы имеет по три горловины,
к которым присоединяются выхлопные патрубки трех ЦНД
турбины К-800-240-5. Конденсаторы опираются на пружинные
опоры, воспринимающие массу конденсатора, не заполненного
охлаждающей водой.
Взаимные тепловые расширения ЦНД и конденсаторов
компенсируются линзовыми компенсаторами на соединитель-
ных патрубках ЦНД2 (среднего) и между корпусами конден-
саторов и водяными камерами.
Конденсат из конденсатора с более глубоким вакуумом
через специальное устройство самотеком отводится в конден-
сатор с более высоким давлением и проходит к месту откачки
конденсата из второго конденсатора в систему регенерации.
В верхних частях конденсаторов, примыкающих к выхлоп-
ным патрубкам турбины, размещены паропроводы восьмого
регенеративного отбора, по которым пар отводится к ПНД1.
В переходных патрубках между выхлопами ЦНД и трубным
пучком конденсатора размещены пароприемные устройства,
обеспечивающие сброс и охлаждение пара, поступающего
в конденсатор из БРОУ на пусковых режимах, при сбросах
нагрузки блоком и при его останове.
Конденсаторы аналогичной конструкции применяют для
турбин К-500-240-4 ЛМЗ.
183
Рис. 10 2 Схема водоструйного эжектора:
1—подвод воды, 2—сопло; 3 камера отсоса 4
патрубок отсоса паровоздушной смеси или воздуха,
5—диффузор; 6—сброс водовоздушной смеси в сливные
циркуляционные водоводы
Рис. 10.3 Характеристика водоструйного эжектора
ЭВ7-1000
рвс—давление всасывания; GK в—расход сухого воздуха
С паровыми турбинами К-300-240-3 применяются конден-
саторы типа 300-КЦС-3. Конденсатор одиокорпусный. Паровое
пространство конденсатора разделено продольной перегородкой
на две половины. Система охлаждения каждой половины
конденсатора двухходовая. Конденсатор имеет три горловины
для присоединения трех выхлопных патрубков ЦНД
Для обеспечения заполнения трубных пучков охлаждающей
водой по всей высоте из верхней части выходных водяных
камер при их заполнении охлаждающей водой производится
отсос воздуха. Для этого используются водоструйные эжекторы
типа ЭВ 1-230 с расходом рабочей воды около 230 м 7ч
и напором 29,4 кПа.
Для отсоса паровоздушной смеси из парового пространства
конденсатора используют два водоструйных эжектора типа
ЭВ7-1000 (рис 10 2). Третий такой же эжектор является резервным
Расход воды на каждый эжектор составляет 1000 м3/ч при напоре
29,4 кПа. Характеристика эжекторов ЭВ7-1000 представлена на
рис. 10.3. Подача воды на водоструйные эжекторы производится
двумя электронасосами Д-3200-75 производительностью 2700 м3/ч
при напоре 38 кПа. От этих же насосов производится подача воды
на водоструйный эжектор ЭВ 1-230, который удаляет паровоздуш-
ную смесь из охладителя пара концевых уплотнений турбины.
184
Уровень конденсата в конденсаторах регулируется и поддер-
живается электронным регулятором уровня на отметке, рас-
положенной выше днища корпуса конденсатора на 300+ 100 мм.
Для откачки конденсата из конденсатора установлены три
днектроконденсатных насоса, один из которых является резерв-
ным Эти насосы подают конденсат через ПНД в деаэра-
iop
Для срыва вакуума в конденсаторе в аварийных ситуациях
предусмотрены две параллельно установленные задвижки с эле-
к 1 роприводами. Управление этими задвижками осуществляется
со щи га управления. Открытие задвижек обеспечивает срыв
вакуума в конденсаторе за 2—3 мин.
10	2 РЕГЕНЕРАТИВНЫЕ ПОДОГРЕВАТЕЛИ
Система регенеративного подогрева питательной воды co-
il оит из подогревателей замкнутого контура системы охлажде-
ния электрогенератора (г азоохладителей), охладителей пара
лабиринтовых уплотнений турбины, группы ПНД, деаэратора
и группы ПВД (см. гл. 2).
В газоохладителях генератора в зимнее время теплота,
от водимая от генератора, используется для подогрева ко-
нденсата, откачиваемого из конденсатора турбины. В летнее
время газоохладители генера гора охлаждаются циркуляционной
водой.
В охладителях пара лабиринтовых уплотнений для нагрева
основного конденсата используется теплота паровоздушной
смеси, отсасываемой из концевых уплотнений. Отсос этой
смеси в охладители пара производится за счет вакуума,
создаваемого в них водоструйным эжектором ЭВ 1-230. В охла-
дителях пара поддерживается абсолютное давление 93—95 кПа.
Охладители пара уплотнений включаются в тракт основного
конденсата между газоохладителями генератора и ПНД1
В новых модификациях турбоустановок в качестве первых
двух ПНД (турбина К-800-240-5) или второго ПНД (турбина
К-300-240-3) используются подогреватели смешивающего типа,
остальные ПНД—поверхностного типа (рис. 10.4). В прежних
модификациях турбоустановок все ПНД — поверхностные При-
менение в новых модификациях турбоустановок ПНД смешива-
ющего типа (рис. 10.5) обусловлено их более высокой тепловой
эффективностью и отсутствием недогрева конденсата по сравне-
нию с ПНД поверхностного типа. ПНД смешивающего типа
1 вертикальные, выполнены по схеме с перекачивающими насоса-
ми, которые отводят подогретый конденсат из корпуса ПНД
в следующий за ним подогреватель. Нагрев конденсата в сме-
шивающем подогревателе происходит за счет струйного дроб-
В. тения конденсата, стекающего с верхних лотков ПНД
185
Рис 10 4 Поверхностный подогреватель низкого давления
вниз, и конденсации греющего пара из отборов на этих
струйках.
Для предотвращения заброса конденсата или пароводяной
смеси из подогревателя в турбину, т. е. обратным ходом по
трубопроводу отбора пара из турбины, ПНД оборудованы
переливами в конденсатор через гидрозатворы (в случае
превышения допустимого уровня конденсата в ПНД), встроенны-
ми паровыми и водяными обратными клапанами и электрически-
ми защитами от превышения уровня конденсата в подогревателе.
186
Рис 10.5. Смешивающий подогреватель экого да ения
Поверхностные ПНД—камерные, вертикальные. Они пред-
ставляют собой сборную конструкцию, состоящую из корпуса,
|рубиой системы и водяной камеры. Трубная система состоит
и} U-образных коррозионно-стойких трубок диаметром 16 мм
при толщине стенок 1 мм, изготавливаемых из нержавеющей
стали. Трубки завальцовываю гея в трубной доске, разделяющей
водяную камеру и паровое пространство корпуса ПНД. ПНДЗ
и ПНД4 выполнены с встроенными охладителями пара и кон-
денсата, имеют электронные регуляторы уровня конденсата
«реющего пара в корпусе ПНД.
По водяной стороне (стороне конденсата) подогреватели
рассчитаны на давление, развиваемое основными конденсат-
ными насосами в безрасходном режиме.
Основные характеристики подогреват ей приведены
в табл. 10.2.
Использование деаэраторов в регенеративных системах
«урбин мощностью 300, 500 и 800 МВт обеспечивает надежную
деаэрацию питательной воды, высокую надежность подачи
пара на уплотнения турбины, исключающую недопустимый
разогрев концов роторов и их осевое удлинение, существенно
повышает вадежн сть работы котлов, особенно при аварийных
187
Таблица 10.2 Основные технические характеристики подогревателей
Оборудование	г- Тип подогревателя	По- верх- ность нагре- ва, м2	Рабочее давление. МПа		Рас- ход воды, МЭ/ч	1 Гид- равли- ческое сопро- тивле- ние, кПа	Масса (без воды), т
			пара в кор- пусе	оды в труб- ной систе- ме			
	Турбина К-300-240-3						
Подогреватель замк-	ОВ-140	140	—	—	600	34,3	—
нутого контура га-							
зоохладителен							
Охладитель пара	ПС-115	115	0,196	2,55	700	41,2	У—
уплотнений							
ПНД1	ПН-550-26-2-1Унж	580	0,196	2,55	700	40,2	18,2
ПНД2	ПНСВ-800-2	—	0,08	—	—		8,8
ПНДЗ	ПН -550-26-7Пнж	578	0,69	2,55	780	50	18,9
ПНД4	ПН-550-26-71 нж	580	0,7	2,55	780	50	18,1
ПВД6	ПВ-1250-380-21	1300	0,21	37,3	1030	98	100,3
ПВД 7	ПВ 1700-380-51	1678	5	37,3	1030	118	140,3
ПВД8	П В-1500-380-70	1558	6,9	37,3	1030	108	159,3
	Турбина К-500-240-4						
Подогреватель замк-	ОВ-700	700	—	0,49	850	47	18,45
нутого контура га-							
зоохладителей							
Охладитель пара	ПС-220-1	220	0,098	3,14	1000	9,1	9,5
уплотнений							
ПНД1	ПНСВ-2000-1	—	0,019	—	—	—	15
ПНД2	ПНСВ-2000-2	—	0,107	—	—	—	14,5
ПНДЗ	ПН-850-29-7-11	870	0,263	2,45	1310	88	23
ПНД4	ПН-850-29-7-1	870	0,473	2,45	1310	98	24
Охладитель пара	ПС-300-33-0,25	300	0,024	3,24	иоо	7,3	11,7
уплотнений							
ПВД6	П В-2300-380-17	2100	1,77	37,3	1730	412	163
ПВД7	П В-2300-380-44	2100	4,02	37,3	1650	471	183
ПВД8	ПВ-2300-380-61	2100	5,88	37,3	1530	334	211
	Турбина К-800-240-5						
Подогреватель замк-	ОВ-700	700	—	0,49	1400	127	18,45
нутого контура га-							
зоохладителя							
Охладитель пара	ПС-220-1	220	0,098	3,14	1700	270	9,5
уплотнений							
ПНД1	ПНСВ-2000-1	—	—	0,02	—	—	15
ПНД2	ПНСВ-2000-2	—	—	0.114	—	—	14,5
ПНДЗ	ПН-1900-32-7-Пнж	2150	0,284	3,14	1939,5	1230	56,8
ПНД4	ПН-1900-32-7-1иж	2330	0,588	3,14	1939,5	1029	555,4
Охладитель пара	ПС-300-33-0,25	300	0,024	3,23	1692	170	11,7
уплотнений							
ПВД6	ПВ-1600-380-17	1560	1,53	37,3	1390	2390	125,2
ПВД7	ПВ-2000-380-40	2135	3,92	37,3	1390	2390	141,7
ПВД8	ПВ-1600-380-66	1650	6 45	37,3	1390	2390	153,2
188
давления
остановах энергоблоков, за счет подачи в котел подогретого
конденсата, аккумулированного в баке деаэратора
Группа ПВД состоит из трех аппаратов (в турбоустановке
К-800-240 две параллельные группы по три ПВД) Все ПВД
поверхностные (рис. 10.6), коллекторного типа, имеют по шесть
раздающих и шесть собирающих коллекторов. Поверхность
189
нагрева представляет собой одноплоскостную спираль из
стальных трубок диаметром 32 мм, с толщиной стенки 5 мм,
концы которой привариваются к раздающим и собирающим
коллекторам. В каждом ПВД имеются выделенные зоны
охлаждения (съема перегрева) отборного пара, зона конденсации
и зона охлаждения конденсата греющего отборного пара
(охладитель дренажа). ПВД имеют электронные регуляторы
уровня конденсата греющего пара. Они оборудованы групповым
защитным устройством, которое отключает их по питательной
воде при повышении уровня конденсата в корпусе любого из них
до первого предела защиты и пропускает питательную воду
помимо ПВД. При этом автоматически должны закрываться
и электрозадвижки на подводе пара из отборов турбины к ПВД
На ПВД устанавливаются предохранительные клапаны для
защиты корпуса от недопустимого повышения давления пара
Для предотвращения повышения давления питательной воды
в трубной системе при отключении ПВД по воде предусматрива-
ются обратные клапаны на байпасе запорной задвижки на
выходе питательной воды из последнего ПВД. Предельное
давление, на которое рассчитаны ПВД, составляет 37,3 МПа.
Для обеспечения отопления и горячего водоснабжения
электростанции и прилегающих к ней населенных пунктов во
всех последних модификациях паротурбинных установок кон-
денсационного типа, к которым относятся и турбины мощ-
ностью 300, 500 и 800 МВт, предусматривается возможность
нерегулируемых отборов пара на нужды теплофикации и уста-
новки сетевых подогревателей. Как правило, устанавливается
два сетевых подогревателя—основной и пиковый. В основном
сетевом подогревателе производится подогрев сетевой воды
до 90 —100е С. При необходимости, например при темпера-
турах наружного воздуха ниже минус 10—15° С, включается
пиковый подогреватель, который обеспечивает повышение тем-
пературы сетевой воды до 130—140° С. Подогреватели сетевой
воды снабжаются водоуказательными и местными контрольно-
измерительными приборами, а также регулирующими клапа-
нами и электронными регуляторами уровня конденсата гре-
ющего пара.
10.3 ПИТАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
В турбоустановках мощностью 300, 500 и 800 МВт для
подачи питательной воды из деаэратора через группу ПВД
в котельные агрегаты используются питательные насосы с па-
ротурбинными приводами.
В последние годы для турбоустановок К-300-240 используют
питательные центробежные насосы типа ПН-1135-340, имеющие
подачу до 1150 м3/ч с напором до 33 МПа при частоте
190
Видения ротора 5100 мин-1. В качестве привода этого насоса
применяется паровая турбина Р-12-15П (ОР-12П) мощностью
12,5 МВт. Турбина работает на отборе пара с начальными
параметрами 1,37 МПа, 450е С и с противодавлением 0,12 МПа.
Диапазон изменения частоты вращения ротора тур i со-
с меняет 4720—6000 мин-1.
Для турбоустановок К-800-240 используется питательный
насос ПН-1500-350 центробежного типа, имеющий подачу воды
до 1500 м3/ч с напором до 34,4 МПа при частоте вращения
ротора 4700 мин-1. Для привода этого насоса применяют
конденсационную паровую турбину К-17-15П (ОК-18ПУ) мощ-
ностью 15,5 МВт, работающую на паре с давлением 1,4 МПа
и температурой 440' С. Турбина имеет свой конденсатор.
Диапазон изменения частот вращения ротора турбины от 3800
до 4800 мин-’. Этот тип турбины применяется и для привода
питательных насосов в турбоустановках К-500-240.
Для откачки конденсата из конденсаторов и смешивающих
подогревателей применяются конденсатные насосы, основные
характеристики которых приведены в табл. 10.3.
Таблица 10.3 Основные технические характеристики насосов
Оборудование	Тип насоса	Произво- дитель- ность, м3/ч	Напор, МПа	Частота враще- ния мин”1
Насос конденсатный вер- । икальный	Турбина К-300-240-3			
1 ступени	КсВ 500-85	500	0,834	985
11 ступени	КсВ 500-150	500	1,472	1480
11 кос эжекторной установ- ки Насос конденсатный-	Д 3200-33 Турбина К-500-240-4	3200	0,324	985
I ступени вертикальный	КсВ 1000-95	1000	0,932	1000
11 ступени (со снятым колесом)	КсВ 1600-90У4	1300	0,441	1000
Ill ступени	КсВ 1500-140	1500	1,372	1480
II.IVOC эжекторной установ- ки Насос конденсатный:	Д 2500 45 (20 НСД) Турбина К-800-240-5	2500	0,44	735
1 ступени вертикальный	КсВ 1000-95	1000	0,932	1000
11 ступени	КсВ 1000 95	1000	0,932	1000
III ступени	КсВ 1500-140	1500	1372	1480
питательных турбона- сосов	Кс 125-50	75	0,49	1480
Насос эжекторной установ- ки	Д 3200-75	2700	0,38	735
191
Для защиты турбины от разгона обратным потоком пара
на трубопроводах отборов к ПВД6 и ПВД8, деаэратору,
приводной турбине питательного насоса и подогревателям
ПНДЗ и ПНД4 установлены обратные клапаны (КОС), управля
емые гидравлическими сервомоторами, рабочей средой которых
является конденсат, подаваемый от конденсатных насосов.
Для очистки охлаждающей воды от неорганических и ор
ганических примесей перед подачей ее на маслоохладители
турбоустановки и газоохладители генератора устанавливаются
фильтры типа ФС.
Глава одиннадцатая
ОСОБЕННОСТИ СБОРКИ И МОНТАЖА ТУРБИН
И ДРУГОГО ОБОРУДОВАНИЯ ТУРБОУСТАНОВКИ
11	1 ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ ПО СБОРКЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
НА ЗАВОДЕ-ИЗГОТОВИТЕЛЕ
В процессе изготовления турбины в объединении примени
ются различные методы сборки, начиная от сборки узлов из
отдельных деталей, укрупнения их в более сложные сборочные
единицы и заканчивая общей сборкой паровой турбины
в единый турбоагрегат.
Существующая производственная схема очередности про-
ведения основных работ состоит в следующем-
гидравлическое испытание корпусов цилиндров паровых
турбин,
комплектование узлов и блоков паровой турбины, участву-
ющих в общей сборке;
подготовка и размещение на плитовых настилах универсаль-
ных стендов, опорных приспособлений и других устройств
для установки и общей сборки паровой турбины,
общая сборка и испытания паровой турбины согласно
техническим условиям, предъявление и сдача отделу техничес-
кого контроля (ОТК) всего комплекса выполняемых работ;
разборка турбин после контрольной общей сборки и ис-
пытаний,
дефектация и проведение отдельных мелких доводочных
работ,
окончательная окраска узлов и деталей на специальном
участке, оборудованном современными окрасочными и сушиль-
ными камерами,
консервация деталей и узлов согласно инструкции;
192
комплектация и упаковка продукции согласно специальной
1 • 111равочной документации;
погрузка упакованной продукции на железнодорожные плат-
формы и специальные транспортеры.
В специализированных цехах и пролетах объединения,
участвующих в изготовлении отдельных частей паровой тур-
бины, предусмотрено полное изготовление узлов и соответ-
v I кующих блоков, включая их сборку и испытание на специ-
альных стендах в цехах-изготовителях
Цеха-поставщики отдельных блоков, узлов и деталей постав-
ляют их на сборочно-испытательную станцию (СИС) после
проведения в цехе-изготовителе соответствующих испытаний
и сдачи ОТК в установленном порядке. Узлы и детали,
участвующие в общей сборке, поступаю! на СИС только
перед началом общей сборки очередной турбины в сроки
и очередности согласно технологическому процессу общей
сборки
Основные узлы и сборочные единицы паровой турбины
подаются цехами-изготовителями на СИС в следующей стадии
| о 1 овности и комплектности:
ЦВД и ЦСД, полностью изготовленные, с установленными
шпильками горизонтального разъема, но разобранные по
половинам;
ЦНД, полностью изготовленные, с пригнанными фундамент-
ными рамами, установленными шпильками горизонтального
и вертикального разъемов,
роторы ЦВД, ЦСД и ЦНД в сборе, полностью изготов-
ленные и отбалансированные на специальном разгонном стенде,
корпуса подшипников, полностью изготовленные, собранные
на фундаментных рамах, с окончательно смонтированными
комплектующими узлами регулирования и маслопроводами,
прошедшие испытания на специальных стендах;
вкладыши, полностью изготовленные, комплектно для всего
турбоагрегата;
детали проточной части, полностью изготовленные,
узлы парораспределения и узлы системы автоматического
регулирования, полностью изготовленные, прошедшие испыта-
ния на специальных стендах,
комплектующие детали, полностью изготовленные и в пол-
ном комплекте (покупное оборудование, приборы, электро-
оборудование, виброаппаратура, запасные части, а также
крепежные детали),
грузоподъемные приспособления, полностью изготовленные,
в комплекте, испытанные на специальных стендах.
Перед сборкой и в процессе сборки отдельных деталей
и узлов в сборочные единицы технологическим процессом
предусмотрены определенные пригоночные и доводочные
13 Заказ 1948	193
работы. В паротурбостроении, даже на современном уровн
его развития, к неизбежным пригоночным и доводочным
работам следует отнести следующие: шабрение с проверкой
на краску, когда добиваются плотного прилегания плоских
сопрягаемых поверхностей; опиливание, когда размеры и форма
деталей, заданных допуском чертежа на сопряжение, н<
могут быть выполнены механической обработкой; обрубка,
когда устраняют пороки литья, а станочная обработка
невозможна или нецелесообразна; притирка, когда требуется
обеспечить необходимую плотность прилегания сопрягаемых
поверхностей; зачистка, сверление, развертывание и нарезание
отверстий по месту в отдельных узлах и сборочных единицах
Общая сборка паровой турбины представляет собой единый
технологический процесс, разработанный на основе конструк-
торской документации и технических условий и направленный
на выполнение требований по качеству оборудования и на
применение прогрессивных и экономичных методов сборки.
За счет общего технического перевооружения паротурбин-
ного производства, повышения качества и точности изготов
ления ведущих деталей и узлов удалось сократить технологичес-
кое время и цикл общей сборки паровых турбин, что позволяем
выполнять большую по объему производственную программу.
11.2.	ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ ИСПЫТАНИЕ КОРПУСОВ ЦИЛИНДРОВ
Требования к гидравлическим испытаниям определяются
техническими условиями чертежа, исходя из типа и назначения
конструкции, и отражаются в технологических процессах в виде
отдельных операций, где помимо кратного изложения порядка
работы содержатся указания о специальном оснащении, необ-
ходимом для их выполнения, а также по безопасности
проведения работ Испытания проводятся на специально обо-
рудованных стендах со стационарными насосами
Гидравлические испытания выполняются в следующем по-
рядке.
подготовка рабочего места и узла;
подготовка насосов, арматуры, предохранительных клапанов
и контрольно-измерительных приборов,
установка и сборка узла с приспособлением для испытания,
включая подготовку электрооборудования, приборов и оборудо-
вания, необходимого для проведения теплового затяга крепежа
фланцев горизонтального разъема цилиндров паровой турбины;
проведение испытаний в соответствии с техническими усло-
виями;
разборка узла после испытаний, зачистка и маркировка
узла, приведение в порядок насосов, арматуры, электрообо-
рудования, КИП и рабочего места.
194
I’wt 11 1 Схема гвдрав-
1ичсских испытаний
I ограждение участка ис-
пытаний	2-—предохрани-
1е1ьный кожух, 3—пробка
«ыпуска воздуха 4-смотро-
име щели. 5 -—предохрани-
гг.ньньй клапан; 6 — маяоме-
•ры 7—насос 8—штупер
ня подвода воды, 9—за.-
I -цшка, К) - -испытываемая
деталь
На рис 11 1 показана схема гидравлического испытания
одной из корпусных деталей клапана. Видно, что участок
испытания огражден; разъемы корпусов закрыты кожухами,
входящими в конструкцию приспособления для гидроиспыта-
ний; на подводящем трубопроводе устанавливается предох-
ранительный клапан, настроенный на требуемое пробное дав-
ление, указанное в чертеже испытываемой детали; в верхней
части предусматривается технологическое отверстие для выпус-
ка воздуха при заполнении объема водой, закрываемое пробкой;
приборы КИП находятся вне огражденного участка. Гидроис-
пытание проводится при постепенном, плавном повышении
давления до пробного в течение 5—10 мин, время выдержки
под пробным давлением составляет 10 мин для изделий
с толщиной стенки до 50 мм, 20 мин—для изделий с толщиной
стенки от 50 до 100 мм, 30 мин—для изделий с толщиной
стенки свыше 100 м. После гидроиспытаний маркировку и клей-
мение производят в строгом соответствии с нормативной
документацией. ОТК принимает гидроиспытания, проверяет
правильность маркировки, заверяет ее штампом ОТК и заносит
в журнал необходимые данные.
713 ОСОБЕННОСТИ СБОРКИ РОТОРОВ
Увеличение единичной мощности паровых турбин вызывает
все более высокие требования к качеству изготовления и на-
дежности отдельных узлов, но особое внимание при этом
должно уделяться сборке и балансировке роторов Сборка
роторов является очень ответственным процессом Сложность
его заключается в том, что помимо обычных сборочных
операций здесь широко применяются прессовые посадки с на-
тягом, требующие тщательного выполнения Как наиболее
ответственная часть турбины ротор в условиях эксплуатации
195
подвергается действию центробежных сил, крутящего и из-
гибающего моментов, растягивающих осевых сил и нагрузке
о г собственной массы. Лопатки и диски ротора при действии
на них возмущающих сил работают в условиях вибрации.
К сборке роторов предъявляются следующие основные
требования:
1.	Все детали, насаживаемые на вал, должны быть установ-
лены с натягом в строгом соответствии с требованиями
чертежей. Посадочные натяги выбираются с таким расчетом,
чтобы они не вызывали больших напряжений и были бы
ниже предела текучести материала детали при неподвижном
роторе, а при действии центробежных сил в работе оставался
бы минимальный остаточный натяг, не допускающий ослабле-
ния посадки деталей на валу вплоть до разгонной частоты
вращения.
2.	В работе должно обеспечиваться свободное тепловое
расширение деталей ротора на валу, не вызывая при этом
дополнительных напряжений из-за отсутствия осевых тепловых
зазоров между дисками или изгиба ротора при одностороннем
касании дисков по окружности ступени, что обычно приводит
к неуравновешенности ротора и вибрации турбин.
3.	При сборке ротора все осевые размеры, определяющие
положение насаженных деталей на валу, должны соответ-
ствовать требованиям чертежа.
4.	Посадка отдельных деталей на вал должна выполняться
без перекосов и задиров.
5.	На собранном роторе необходимо проверить осевое
и радиальное биение по насадочным деталям; значения вели-
чины биения не должны превышать заданных.
С целью улучшения качества механической обработки на ЛМЗ были
осуществлены мероприятия по коренному переоснащению станочного парка
для деталей роторной группы за счет внедрения уникальных токарных станков
с ЧПУ, токарно-лобовых станков с ЧПУ типа «обрабатывающий центр»,
специализированных шлифовальных станков и др Например, токарные станки
способны вести по управляющей программе обработку роторов диаметром
1400 и длиной 8000 мм, массой до 25 т и диаметром 2500 и длиной 10000 мм,
массой до 100 т Они оборудованы двухосной системой непрерывного тра-
екторного управления, что обеспечивает обработку наружных и внутренних
цилиндрических, конических, торцевых и тороидальных поверхностей с высокой
точностью При этом биение радиальных и торцевых поверхностей об-
рабатываемых деталей обеспечивается в пределах 0,005 — 0,006 мм Внедрение
специализированного оборудования с ЧПУ для обработки детален роторной
группы положительно влияет на повышение вибрационной устойчивости
роторов и позволило обеспечить бесформулярный их выпуск Таким образом,
достигнута взаимозаменяемость роторов для паровых турбин одного типа.
6	Ротор в сборе должен быть тщательно отбалансирован. Повышение
вибрационной надежности роторов представляет собой важную задачу, связан-
196
ную с качеством турбинного оборудования, увеличением межремонтного
цикла устойчивым режимом работы электростанций, экономией материальных
и трудовых ресурсов На вибрационную устойчивость влияют упругие
I деформации роторов, зависящие от ряда свойств заготовок валов роторов.
Для механизации работ по проведению перископического осмотра центрального
b отверстия вала, ультразвуковой дефектоскопии шеек н их металлографического
контроля магнитопорошковой дефектоскопии внедряется универсальный ме-
ханизированный стенд. Можно констатировать, что на статические и динамичес-
кие неуравновешенности и упругие деформации роторов влияет качество
выполнения сборки и облопачивания, что повышение вибрационной надежности
достигается качественным проведением балансировки
Динамическая балансировка роторов проводится на специальном разгонно-
|Ддлансировочном стенде, который представляет собой разюнный тоннель,
обеспечивающий необходимую жесткость, безопасность и уплотнение камеры
Рядом с тоннелем располагается машинное отделение, в котором устанав-
ливаются приводные и вспомогательные агрегаты, пульт управления и из-
мерительная аппаратура Конструкция тоннеля предусматривает возможность
(создания необходимого вакуума для предотвращения перегрева ротора из-за
больших потерь на вентиляцию в ступенях турбины, особенно в последних
шупенях ЦНД
Динамическая балансировка проводится поэтапно
1 — предварительная балансировка при малой частоте вращения ротора
(350—400 мин-’) без создания вакуума,
II разгон ротора, т е постепенное повышение частоты его вращения
и вакууме до «разгонной» превышающей рабочую частоту на 15—20%,
l последующим снижением частоты вращения и остановкой ротора Для
роторов с рабочей частотой вращения 3000 мин-1, принятой для турбин
ЛМЗ всех типов, устанавливается «разгонная» частота 3450 мин-1
III — повторная балансировка при малой частоте вращения,
IV балансировка в вакууме при частотах вращения, близких к критичес-
ким, и на рабочей частоте (критические частоты вращения роторов в составе
I валопровода при их жестком соединении даны в табл 111)
Ротор считается отбалансированным, если реакции опор на рабочей
частоте вращения 3000 мин-1 не превышают 0,5 т для роторов массой от
14 до 35 т и 1т для роторов массой свыше 35 т Для роторов, поставляемых
I а блица 11.1. Критические частоты вращения роторов турбины, жестко связан-
ных между собой в валопроводе, с 1
Тип турбин	РВД	РСД	РНД-1	РИД 2	РНД-3
К-300-240-3	30.86	26,13	27.56				
	(1852)	(1568)	(1654)	—	—
К-500-240-4	31,03	27 68	25.38	24.61	-—
	(1862)	(1661)	(1523)	(1477)	—
К-800-240-5	26,90	27,00	26,25	26,16	24,83
	(1614)	(1620)	(1575)	(1570)	(1490)
Примечание В скобках указаны частоты в мин
197
в сборе с консольными проставками полумуфт, остаточный дисбаланс не
должен превышать 50 Н см, для роторов высокого давления—20 Н см
В процессе сборки турбины особое внимание уделяется
соединению роторов по полумуфтам, при этом их несоосност
должна быть не более 0,01 мм. Можно считать, что каждые
0,01 мм торцевой или радиальной несоосности дают примерно
3—5 мкм вибрации на ближайших к муфте опорах при работе
турбины с номинальной частотой вращения и 5—8 мкм при
прохождении критических частот
Комплекс конструктивных и производственно-технологичес-
ких мероприятий, решение вопросов балансировки, качества
соединения роторов и жесткости опорной системы практически
позволили исключить виброна ладонные работы на электростан-
циях при условии качественного выполнения монтажа турбины
114 СБОРКА И ИСПЫТАНИЕ СБОРОЧНЫХ ЕДИНИЦ
СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
После изготовления детали системы регулирования поступа-
ют на участок сборки, где отдельные элементы системы
подвергаются контролю и обмерам в соответствии с раз-
работанными картами измерений на каждый узел регулирова-
ния. Правильность и законченность сборки удостоверяются
предъявительской запиской ОТК.
Испытания сборочных единиц системы регулирования произ-
водятся для обеспечения косвенными методами проверки
качества изготовления и параметров деталей, входящих в состав
сборочной единицы, а также правильности их сборки на
заводе. В процессе испытаний сборочных единиц системы
регулирования производится настройка их характеристик с це-
лью обеспечения правильной работы в условиях взаимодейст-
вия в системе регулирования с учетом технических требований
чертежа сборочной единицы Испытания системы регулирования
в сборе проводятся для проверки правильности взаимодействия
сборочных единиц, прошедших отдельные испытания, и про-
ведения при необходимости подстройки для обеспечения требу-
емых характеристик системы регулирования степени нерав-
номерности, степени нечувствительности, быстродействия, уста-
вок защиты от повышения частоты вращения ротора
Испытания сборочных единиц производятся на специальных
кронштейнах стенда регулирования после сборки по техничес-
ким требованиям чертежа При этом сборочная единица
подсоединяется в' соответствии с технологической схемой
чертежа или карты измерений посредством напорных, им-
пульсных, сливных и дренажных трубопроводов к насосу
и маслобаку стенда регулирования (рис. 11 2). Испытания
198
Рис. 11.2. Схема стенда для испытаний сервомоторов:
1—слив, 2—дренаж; 3—индикатор, 4—манометр
сборочной единицы регулирования выполняются путем воз-
действий при помощи специальных приспособлений, имитиру-
ющих сопрягаемые при работе в системе регулирования узлы
или их элементы. После испытаний и настройки узла произ-
водятся штифтовка и окончательная установка всех подгоноч-
ных элементов в соответствии с требованиями чертежа.
На СИС завода выполняют испытания всей системы
регулирования в сборе с использованием штатного оборудования
На вращающейся турбине проверяются системы регулирова-
ния в сборе. Испытания сборочных единиц и системы регу-
лирования в сборе производятся путем регистрации перемеще-
ний, давлений, расходов рабочей жидкости, частоты вращения
регулятора, тока электромеханического преобразователя, для
чего используются КИП соответствующего класса точности.
На рис 11.2 показана схема проверки сервомотора регу-
лирующего клапана ЦСД, которую для большей наглядности
рассмотрим более подробно.
1. Подготовка к испытаниям в основном состоит в обес-
печении требуемых параметров масла рн = 3,8 + 0,1 МПа;
7'= 45+ 5° С; определении нулевого положения поршня и при
этом соответствующей установки золотника и подвижной
буксы в заданный размер = 120+2 мм и С—12,5 + 1мм.
2. Проводятся испытания с проверкой хода сервомотора
150+2 мм и снятием характеристик, показанных на рис. 11.3—
11.5.
Из характеристики зависимости хода золотника от давления
рупр определяют: ход золотника, который из верхнего
199
Л?мм
Рис 11 3 Зависимость хода h зо-
лотника от давления под золотни-
ком pjnp
Рис. 11.4. Зависимость давления
под поршнем сервомотора р2 от
хода золотника h
положения до отсечного равен 10,5+2 мм для турбины
К-800-240; ходу золотника вниз на 14 мм от верхнего
упора соответствует давление над золотником 1 + 0,25 МПа;
изменению р от 0,8 до 2,3 МПа соответствует перемещение
золотника 13,4+1,4 мм, нечувствительность золотника по
Рупр не более 25 кПа
Из характеристики зависимости р2 от хода поршня сер-
вомотора определяют: скачок характеристики происходит при
ходе сервомотора 90 + 1,5 мм; ходу поршня 40 мм соответствует
р2=0,47 + 0,07 МПа; перемещение поршня с 10 до 60 мм
соответствует изменению давления под поршнем 123 + 15 кПа;
нечувствительность р2 на участке от 0 до 90 мм не более
30 кПа; пульсация поршня не более 2 мм, а на участке от
90 до 150 мм соответственно не более 60 кПа и 6 мм.
Из характеристики зависимости хода поршня сервомотора
от руар проверяют отклонение фактической кривой от те-
оретической, которое не должно превышать 10% открытия
в данной точке; необходимо убедиться, что при поршне 40 мм
по шкале* руир = 1,32+0,03 МПа для турбины К-800-240; нечув-
ствительность по р не более 25 кПа
К системе защиты паровых турбин от разгона предъявля-
ются высокие требования надежности: автомат безопасности
должен срабатывать при частоте вращения на 10—12% выше
Рис 11 5. Зависимость хода по-
ршня сервомотора от управля-
ющего давления рупр
200
Рис 11.6 Установка для испытаний автомата безопасности
/ -электродвигатель постоянного тока, 2 соединительная упругая пальцевая муфта,
J—стойка подшипника, 4—промежуточный вал, 5 8—стойки подшипников, 6~ фланец
присоединительный промежуточного вала 7 — автомат безопасности: 9— кронштейн,
/О—индукционные датчики положения бойков автомата безопасности 11— индукционный
датчик частоты вращения вала установки
номинальной, должен иметь высокую стабильность срабатыва-
ния, иметь возможность периодической проверки без отключе-
ния турбины, иметь хорошие показатели ремонтопригодности
и взаимозаменяемости деталей.
После изготовления узлов защиты САР автоматы безопас-
ности (АБ) испытываются дважды первоначально на специ-
альной установке, где его бойки настраиваются на срабатыва-
ние при частоте вращения 3345 +15 мин 1 разгоном и на
срабатывание при 2940+20 мин'1 путем подачи масла к бой-
кам; затем А Б проверяется на срабатывание при испытании
турбины на холостом ходу на сборочно-испыт- ыюм стенде
завода.
Установка для испытания автомата безопасности показана
на рис II 6. Отличительной особенностью установки является
автоматическое фиксирование частоты вращения за снег при-
менения специальной схемы в электронном цифровом тахомет-
ре, которая срабатывает и фиксирует цифровую индикацию
тахометра после поступления сигнала от датчика положения
бойков. Время счета составляет 0,5 с, поэтому точность
фиксирования частоты вращения в момент выбивания бойка
равна 2- Змии"1.
115 ОБЩАЯ СБОРКА ПАРОВЫХ ТУРБИН И ЕЕ ОСОБЕННОСТИ
Детали, узлы и сборочные единицы паровой турбины,
пройдя производственный цикл, в строгой технологической
последовательности поступают на сборочно-испы i ательную
станцию, представляющую собой просторное здание, напоми-
нающее машинный зал современных электростанций с турбоаг-
регатами большой единичной мощности. Как и в машинном
201
зале, но очень компактно, на СИС размещено стационарное
вспомогательное оборудование, которое необходимо для про-
ведения испытаний паровой турбины при нор ной частоте
вращения.
Сборка паровых турбин на стенде завода-изготовителя
осуществляется в строгом соответствии с требованиями тех-
нологического процесса, разрабатываемого в объединении соот-
ветствующими службами.
Общая сборка в укрупненном виде может быть представлена
на примере паровой турбины типа К-800-240.
подготовка ячейки стенда, т. е. временного фундамента из
чугунных блоков, соединяемых между собой болтами,
установка клиновых домкратов и выверка их по высотным
отметкам;
установка на стенд нижней половины передней выхлопной
части с фундаментными рамами, центровка относительно
продольной оси и выравнивание горизонтального разъема по
уровню типа «геологоразведка»;
вертикальный разъем нижних половин средней и задней
выхлопных частей собирается на мастике, и собранные единицы
с фундаментными рамами устанавливаются в ячейку стенда.
Средняя часть центруется относительно задней по кольцевому
зазору вертикального стыка;
соединение нижией половины передней выхлопной части
с ранее собранными частями;
выверка ЦНД1 по высоте, по уровню и поперечным
уклонам, по реакциям опор (взвешивание на динамометрах);
подведение клиновых домкратов под фундаментные рамы,
проверка прилегания опорных поверхностей при затянутых
и свободных дистанционных болтах и технологических шпиль-
ках, проверка неизменности положения ЦНД1 в продольном
и поперечном направлениях;
установка оптики и прицентровка к нижней половине задней
выхлопной части передней при помощи оптической трубы по
центрам контрольных расточек под обоймы паровых уплотнений
(обеспечить требуемое превышение одной расточки над другой).
Операция по сборке частей ЦНД на стенде излагается
более подробно потому, что она является одной из наиболее
ответственных. Практика показала, что в процессе выверки
на стенде частей нижних половин ЦНД иногда появляется
необходимость разборки одного вертикального разъема для
исправления положения расточек в горизонтальном или вер-
тикальном направлении за счет соответствующего смещения
одной части ЦНД. Разборка одного вертикального разъема
ведет к повторным измерениям и только при соответствии
всем требованиям на выверку ЦНД выполняется операция
по развертке отверстий и штифтовке нижней половины по
202
Рис. 11.7. Места установки динамометров (поз. 9,24) в визира оптической
системы (поз а ли) при монтаже ЦНД:
1 .IV-—расточки поя вкладыши, П,. и П<,—наровЬю расточки' М4—расточка .иод масляное
уплотнение
вертикальному разъему. После этого выполняется наложение
верхних половин ЦНД1 на нижнюю и проверка вертикальных
и горизонтальных разъемов в свободном и затянутом по-
ложениях.
После развертки отверстий и установки штифтов по
вертикальным разъемам крышку необходимо снять.
Далее осуществляются: окончательная выверка ЦНД1 по
реакциям опор, по поперечным уклонам; сравнение их с пер-
воначальными значениями; корректировка нагрузок по дина-
мометрам; выверка по превышению осей контрольных расточек;
оптической трубой снимается высотное положение фланца
горизонтального разъема при ЦНД, установленном на дина-
мометрах и на клиновых домкратах Все сдается ОТК
и заносится в карты измерений, включая положения разъемов
относительно друг друга в вертикальной и горизонтальной
плоскостях (рис. 11.7 и 11.8).
Рис 11 8 Взаимное положение
фланцев вертикальных разъ-
емов частей ЦНД.
1—передняя выхлопная часть, 2—
средняя часть, 3—задняя выхлопная
часть, а—места измерений относи-
тельного положения частей ЦНД
(Р и Т) в горизонтальной плос-
кости, &—то же (—Р и + Т) в вер-
тикальной плоскости
203
Затем следует опустить крышку ЦНД1, затянуть горизон-
тальный разъем; дальнейшая установка и выверка ЦНД2
и ЦНДЗ выполняются при накрытой крышке ЦНД1 После
этого производятся:
установка и выверка ЦНД2 и ЦНДЗ,
установка и выверка корпуса среднего подшипника,
установка ЦСД с выхлопной частью и выверка;
установка и выверка корпуса переднего подшипника;
установка и выверка ЦВД,
установка вкладышей подшипников, пригонка и центровка
их по фальшвалу,
установка роторов и центровка по полумуфтам;
развертка отверстий в полумуфтах и установка соединитель-
ных болтов;
установка, пригонка и центровка внутренних частей цилиндров;
предварительные и окончательные измерения с занесением
в формуляры осевых и радиальных зазоров проточной части;
закрытие цилиндров и корректировка взаимного положения
роторов по полумуфтам;
установка, подгонка и штифтовка узлов САР, парорасп-
ределения, ВПУ приборов контроля;
закрытие крышек подшипников;
контроль пооперационный
На заводскую сборку ложится ответственность по качеству
выполнения работ, так как высокая точность изготовления
и сборки положительно сказывается на экономичности, надеж-
ности и других эксплуатационных показателях, а также на
повышении производительности труда при монтаже и на
снижении грудоемкости монтажных работ.
К особенностям общей сборки можно отнести следующие.
1	Детали, узлы и сборочные единицы до поступления на
СИС не взаимодействовали между собой по технологическому
процессу.
2.	В процессе общей сборки детали, узлы и сборочные
единицы, прошедшие предварительную поузловую сборку в це-
хах-изготови гелях, пригоняются друг к другу в соответствии
с требованиями конструкторской и технологической докумен-
тации
3.	Обеспечивается точное взаимное расположение отдельных
элементов турбины между собой, а также относительно
продольной и поперечной осей турбины
4.	Общая сборка включает в себя весь комплекс слесарно-
пригоночных и доводочных работ, а операции самой сборки
связаны по технологическому процессу с доизготовлением
отдельных деталей и выполнением работ с помощью перенос-
ных станков, применения малой механизации и механизирован-
ных инструментов.
204
5.	Выполняется весь объем требуемых измерений для обес-
печения качественной сборки на СИС и заполнения соответ-
ствующих формуляров и карт замеров, необходимых для
идентичности сборки на монтаже
6.	Общая сборка на СИС является одновременно и сборкой
турбины под испытания
Примерами технологического процесса доизготовлення
и пригоночно-доводочных работ являются следующие опера-
ции: механическая обработка в заданный размер поперечных
шпонок ЦВД и ЦСД; сверловка и развертка отверстий для
крепления поперечных шпонок во фланцах вертикальных разъ-
емов частей корпусных изделий нижних и верхних половин
и др, изготовление и установка соо гветствующих контрольных
штифтов; развертывание отверстии в полумуфтах соединенных
роторов и изготовление соединительных болтов полумуфт по
заданным размерам, пригонка опорных колодок вкладышей
подшипников; центрирование обойм и диафрагм проточной
части с последующей приваркой и штифтовкой осевых шпонок;
наплавка и механическая обработка упорных гребней обойм
для обеспечения требуемых осевых зазоров проточной части;
проверка торцевых и радиальных боев полумуфт роторов
после испытания на разгонно-балансировочном стенде и при
необходимости выполнение дополнительной механической об-
работки; пригонка всех «прижимов» консольных лап ЦВД
и ЦСД, корпусов подшипников и сферических шайб дистан-
ционных болтов и другие технологические операции.
В отличие от общей сборки к монтажу современных
паровых турбин предъявляются высокие требования в части
полного повторения фактических данных формуляров и карт
замеров, выполненных на СИС, т. е. на монтаже должна
быть обеспечена повторяемость заводской сборки без допол-
нительных пригоночных работ при условии соблюдения тре-
бований на сборку, на погрузочно-разгрузочные работы и хра-
нение оборудования.
11.6 ОСОБЕННОСТИ ИСПЫТАНИЙ ТУРБИН НА ЗАВОДСКОМ СТЕНДЕ
И ПОСТАВКИ ТУРБИННОГО ОБОРУДОВАНИЯ НА ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ
Заводские стендовые испытания являются последним этапом
изготовления турбин перед отправкой их заказчикам Эти
испытания проводятся с целью проверки качества сборки
отдельных узлов и сборочных единиц и их взаимодействия
в работе при вращении ротора
Технологические возможности сборочно-испытательного сте-
нда (СИС) позволяют проводить испытания турбины без
генератора на частотах вращения валопровода вплоть до
рабочей при пониженных параметрах пара перед стопорными
205
клапанами ЦВД (2,5—4 МПа, 250—300 С) и расходе пара
до 100 т/ч. Свежий пар для испытаний паровой турбишл
подается от соседней ТЭЦ
При стендовых зехно логических испытаниях осуществляется
контроль только тех параметров, которые обеспечивают без-
опасность пуска и работы турбины в период испытании
Контроль механических величин (осевой сдвиг, искривление
ротора, относительные и абсолютные тепловые расширения
и т. п.) осуществляется по штатным приборам турбины, а для
измерения вибрации подшипников турбины используется ком-
плект стационарной виброаппаратуры, установленной на ис-
пытательном оборудовании Измеряемые параметры и конт-
рольно-измерительные приборы указаны в табл. 11.2. Средства
измерений, применяемые при испытании турбин, проверяются
метрологической службой объединения с периодичностью
12 месяцев
После стабилизации работы турбины на номинальной
частоте вращения производятся испытания системы регулирова-
ния в соответствии с программой и методикой для данного
типа турбины. Длительность работы турбины на номинальной
частоте вращения определяется временем проведения требуемых
измерений и испытаний согласно утвержденной программе
и в соответствии с требованиями инструкции на испытание
К разборке турбины приступают после ее остывания до
требуемых температур при непрерывном вращении роторов
ВПУ. Во время разборки цилиндров турбины и корпусов
подшипников производят осмотр и проверку всех элементов
турбины, и в первую очередь проточной части, шеек роторов
вкладышей подшипников, узлов и деталей системы регулирова-
ния, парораспределения и ВПУ Осмотр деталей проточной
части и подшипников при разборке турбины после испытаний
позволяет произвести оценку качества сборки и соответст-
вующую корректировку перед отправкой ее заказчику. Замеча-
ния по турбине, обнаруженные при разборке, записываются
в ведомость осмотра и устраняются.
Маркирование производится в соответствии со стандартом
предприятия Примеры маркировки отдельных деталей и узлов
приведены в табл 11.3.
Приемка изготавливаемого оборудования производится на
ЛМЗ отделом технического контроля (ОТК) и оформляется
актами, формулярами, сертификатами, удостоверяющими соот-
ветствие качества изделия требованиям технических условий
(ТУ), технической документации, государственным и отрас-
левым стандартам
206
&
а
Табтица 11.2 Измеряемые параметры и контроп.ноизмсряте.тьяые
на сборочно-испытательном стенде
207
Продолжение табл 112
Параметр	Место установки датчика	Прибор	Предел измерений	Класс точности
масла на сливах из подшипников пара перед турбиной металла ЦВД, зона регулирующей сту- пени Сила тока электродвига- теля ВПУ	На коленах сливных па- трубков Перед стопорным кла- паном Нижняя половина ЦВД. зона регулирующей ступени Щит управления ВПУ	Термометр типа ТТ Электронный потенцио- метр типа КСП-2, ЭПП с регистрацией То же Амперметр типа А	0—100" С 0—600 С 0—600" С По паспорту	Цена деления 1° С 0,5 1,5 2,5
Таблица ПА Маркировка основных детален и узлов турбин
Изделие	Содержание маркировки		Место нанесения маркировки
Корпуса и крышки ЦНД Средние части ЦНД (на- ружные) Роторы Вкладыши Сервомоторы регулирующих клапанов	Заводской номер турби- ны обозначение чертежа	Переда. ЦНД1 Задн. ЦНД1 и т. д. Сторона генератора ЦНД 1 Номер плавки, номер про- бы ЦНД1. ЦНД2 и т д. Порядковый номер вкла- дыша, считая от переднего подшипника Левый, Правый- Левый нижний, Правый верхний	Плоскость цапфы Наружная цилиндрическая поверхность вертикального фланца Передний торец вала Торец со стороны переднего подшипника Наружная поверхность ниж- него фланца корпуса
Диафрагмы ЦВД, ЦСД, ЦНД Шпильки и колпачковые гай- ки горизонтальных разъемов ЦВД и ЦСД. затягиваемых с нагревом, и соответствующие им резьбовые отверстия в ци- линдрах		Номер ступени левого или правого потока Правая 1 ЦВД, Левая 5 ЦНД1 и т. д. Радиальные стыки сегментов маркировать одинаковыми цифрами 1 — 1, 2—2 и т д Для шпилек и гаек порядко- вый номер и стороны. 1 Пр, 1 Лев, 2 Пр, 2 Лев	Тело внутреннего обода диа- фрагмы со стороны паровы- хода Наружный торец, обиизка фланца
Примечание Пример ЗС2Л, 3—номер ступени, С— ЦСД, 2—номер паза, Л—левый поток.
Обязанности ОТК охватывают широкий круг вопросов
проверка наличия нормативно-технической документации н i
всю выпускаемую продукцию, соответствия этой документа! uiu
требованиям стандартов;
проверка обеспеченности производства технологической
оснасткой и инструментом, контрольно-измерительными при
борами и аппаратурой, соответствия их требованиям стандар
тов и технических условий,
контроль за соблюдением технологической дисциплины,
проверка контрольно-испытательного оборудования, creiji
дов, приборов, их соответствия метрологическим нормам;
. организация входного контроля качества поступающи-
в объединение материалов и комплектующих изделий;
анализ поступающих рекламаций для изучения характер. ।
н причин дефектов, мер, принимаемых для их устранения
и недопущения в последующем;
контроль за реализацией мероприятий, направленных на
повышение качества продукции;
участие в государственной аттестации продукции и др.
ЛМЗ поставляет на электростанции оборудование турбоуста
новки в соответствии с техническими условиями на поставку
Одновременно с турбиной поставляется комплект запасных
частей по ведомости. Детали и сборочные единицы, входящие
в комплект запасных частей, взаимозаменяемы со штатными
и лишь в ряде случаев требуют минимального объема
пригоночных работ. Некоторые запчасти специально поставля-
ются с припуском на пригонку, что находит отражение в ведо-
мостях
ЛМЗ поставляет сборочные единицы, узлы и агрегаты
собственно турбины и системы регулирования, которые транс-
портируются в собранном виде и при монтаже не требуют
предварительной разборки и ревизии.
В собранном виде без разборки, ревизии и гидравлических
испытаний на монтажной площадке электростанции должны
поставляться подогреватели, охладители, фильтры охлажда
ющей воды, насосы, установленные на одной фундаментной
раме с электродвигателем и сцентрованные с ним. На фланцы
этого оборудования устанавливаются на период транспортиров-
ки и складского хранения заглушки, снабженные пломбами
117 МОНТАЖ ТУРБИН И ОБОРУДОВАНИЯ ТУРБОУСТАНОВКИ
В общем производственном цикле создания турбины (с
начала ее изготовления на заводе до ввода в эксплуатацию)
цикл монтажа составляет 30—50% (а зачастую и больше)
суммарной продолжительности цикла и 20—30% обшей сто-
210
мости всех трудовых затрат и материалов Следует иметь
• виду, что качество монтажа оказывает существенное влияние
эксплуатационные показатели работы турбины
Фундамент под турбоагрегат. Приемка и проверочные работы.
<вндамент, предназначенный для установки турбоагрегата,
н котором в период эксплуатации возникает динамическая
ttn-риодически изменяющаяся) нагрузка, представляет собой
циылую группу разнообразных строительных конструкций.
 Фундаменты первых турбоагрегатов представляли собой
'фп кэшной массив из искусственного камня, а с J908 г.—из
К»юна и железобетона. В дальнейшем рост мощности и соот-
К।ственное развитие технологической компоновки потребовали
Кжобождения пространства под турбиной и генератором,
К» этому фундаменты стали выполняться рамными
> К настоящему времени в отечественной практике применя-
н и, в основном, рамные фундаменты, представляющие собой
пространен венный рамный каркас, опирающийся на естествен-
ник основание через массивную железобетонную плиту (плаш-
• V), которую можно рассматривать как жесткую заделку для
поек Верхние поперечные и продольные балки, как правило,
Выполняют жесткими, чтобы обеспечить для агрегата малоиз-
«ибное основание
В последние годы в СССР разработаны и реализованы
проекты металлических фундаментов, которые по своей при-
нципиальной схеме могут быть отнесены к рамным Первые
I металлические фундаменты были сооружены в СССР в период
первых пятилеток На металлических фундаментах устанав-
мКаются питательные электро- и турбонасосы и приводные
।Урбины блоков мощностью 300 и 800 МВт. Из всех име-
ющихся проектов металлических фундаментов под мощные
урбины пока реализован только один- фундамент турбоаг-
регата ПТ-60-130 на Бобруйской ТЭЦ-2
Правила приемки фундаментов в эксплуатацию. Основным
! документом, определяющим требования по условиям, качеству,
ючности сооружения опорных конструкций под оборудование
I являются строительные нормы и правила (СНиП) Эксплу-
атация фундаментов под оборудование фактически должна
начинаться с момента окончания строительных работ и прием-
ки фундамента под монтаж В одной из специальных глав
СНиП «Технологическое оборудование Общие правила произ-
водства и приемки работ» четко оговариваются границы
допустимых отклонений основных размеров опорных конст-
рукции. В конструкции крепления турбин предусмотрена уста-
новка фундаментных рам с помощью парных клиньев непо-
средственно на болты и с залитыми в фундамент закладными
плитами Закладные плиты представляют собой обработанные
металлические конструкции между фундаментными рамами
211
и бетоном фундамента и служат для точной выверки рам
посредством постоянных прокладок. Опорные поверхности
закладных плит должны иметь уклон 60 70 делений по
уровню «геологоразведка» в ту сторону, откуда будут заводить-
ся постоянные прокладки.
Закладные плиты под фундаментные рамы переднего и сре
днего подшипников, а также под фундаментные рамы ЦНД
устанавливаются группами с помощью специальных вспомо
гательных рам. Такие группы подготавливаются под фун
даментные рамы каждого из корпусов подшипников и под
каждую из фундаментных рам ЦНД. Рамы с закладными
плитами устанавливаются на соответствующие места фув
дамента и выверяются по осям и высотным отметкам. После
выверки вспомогательная рама прихватывается электросваркой
непосредственно к каркасу и арматуре фундамента.
Затем проверяются уклоны закладных плит и при необ-
ходимости корректируются заменой подкладок, установленных
между рамой и опорными брусками плит Для лучшей связи
с бетоном и большей жесткости сами закладные плиты также
привариваются при помощи металлических стержней к ар
матуре и жесткому каркасу фундамента. В таком зафик
сированном положении закладные плиты заливаются цемент
ным раствором Через 7—10 дней после бетонирования места
прихватки вспомогательных рам срезаются и рамы удаляются
Последующим контролем определяется качество заливки за-
кладных плит При некачественной заливке плита при ударах
по ней молотком будет издавать характерный дребезжащий
звук. В этом случае плита вырубается, и после повторной
выверки положения уже только этой плиты относительно
других она заливается вновь. Следующий этап контроля
заключается в проверке уклонов опорных поверхностей заклад
ных плит
Фундамент под турбоагрегат должен представлять собой
монолитную массу, в нем не должно быть раковин и трещин
Прочность должна определяться лабораторными испытаниями
образцов, залитых в момент бетонирования фундамента
Расположение фундамента проверяется по отношению к зданию
или к осям соседних турбоагрегатов. Контрольные операции
по фундаменту включают:
проверку геометрических размеров фундамента, расположе-
ния проемов, отверстий для фундаментных болтов; осевые
размеры проверяются с помощью струны из стальной проволо
ки, натянутой по осям фундамента на специальных приспособ-
лениях, а высотные отметки—при помощи нивелира или
гидростатического уровня;
проверку наличия реперов (осадочных марок) для контроля
за просадкой и деформациями фундамента, составление фор-
212
муляра высотных отметок с привязкой их к геодезическому
реперу.
При приемке фундамента допускаются следующие отклоне-
ния от проектных размеров, мм:
но расстоянию осей фундамент» от осей колонн здания
машинного зала + 50,
по осям конденсаторов +10;
по осям закладных плит в плане ±5;
по осям колодцев под фундаментные болты +5,
по разности высотных отметок отдельных закладных опор-
ных плит от проектного положения + 3.
При проверке фундамента проверяется качество замоноличи-
КШ1ИЯ узлов соединения сборного железобетона, наличие и пра-
вильность установки опорных металлоконструкций Реперам
(осадочным маркам) следует уделять большое внимание, так
как они используются для наблюдения за просадками и дефор-
мациями фундамента в течение всего периода эксплуатации.
На верхней плите фундамента турбины К-800-240 предус-
мотрено 20 реперов (10 пар), установленных симметрично
пнюсительно оси турбины в следующих сечениях:
i переднего подшипника (слева и справа);
среднего подшипника;
передней фундаментной рамы ЦНД1,
передней фундаментной рамы ЦНД2;
передней фундаментной рамы ЦНДЗ;
передней части генератора и т д.
Реперы используются для геометрического и гидростатичес-
кого нивелирования и служат для определения деформаций
верхнего строения фундамента вследствие неравномерных оса-
док и теплового воздействия агрегата и паропроводов.
Если возникает необходимость определения деформации
кручения ригелей фундамента и поворота средней опоры
। урбины (корпус среднего подшипника) при тепловых рас-
ширениях турбины, то угол поворота может быть установлен
методом геометрического нивелирования. Для определения
поворота ригеля и опоры турбины устанавливаются по четыре
репера по углам опорной плиты ригеля и опоры подшипника
соответственно Разнос ги отметок каждой пары реперов слева
и справа от оси турбоагрегата, определенные нивелированием
при различных тепловых состояниях турбины, дают исходные
данные для расчета поворот ригеля и опоры. Как показали
результаты натурных наблюдений, поворот ригеля и средней
опоры может достигать 3,5 мм/м, что приводит к расцент-
ровкам, изменению взаимного положения ротора и элементов
11агора, к задеваниям в уплотнениях и другим нарушениям.
Конструкция осадочного репера должна отвечать долго-
временной сохранности и обеспечить установку рейки при
213
повторном нивелировании строго на одну и ту же точку
В противном случае обесцениваются результаты наблюдений
Определение осадок с точностью ±1 мм—это тот практически
достижимый и необходимый уровень точности, который может
быть обеспечен с учетом условий проведения измерений вблизи
действующего оборудования методом высокоточного геомет
рического или гидростатического нивелирования.
Наблюдения за осадками фундаментов начинаются в период
строительства и монтажа и проводятся через каждые три
месяца до окончания строительства Затем измерения осадок
производятся в первые два года эксплуатации 2 раза в год,
затем 1 раз в год до стабилизации осадок, когда их скорость
не превышает 1—2 мм в год- В дальнейшем измерение осадок
производят 1 раз в 5 лет.
Монтаж конденсаторов. Для турбин мощностью 300
и 500 МВт предусмотрено поперечное расположение конден-
саторов, для турбин мощностью 800 МВт—продольное.
Технология сборки и сварки корпуса конденсатора выбира-
ется в зависимости от степени готовности фундамента турбоаг
регата. Если выполнена нижняя плита фундамента (плашка)
и в машинном зале действует мостовой кран, то сборку
корпуса конденсатора целесообразно производить на ней
В этом случае сборка ведется укрупненными блоками. Блочный
метод монтажа наиболее полно отвечает требованиям индуст-
риализации строительно-монтажных работ и поэтому должен
принимаз ься за основу технологии монтажа оборудования
Укрупнение сборочных единиц в монтажные блоки на специ-
ально оборудованных сборочных площадках является сред-
ством повышения производительности труда, снижения цикла
монтажа, а также повышения его качества.
В настоящее время разработана технология поставки кон-
денсаторов продольными блоками с установленными в них
конденсаторными трубками
В зависимости от местных условий монтаж конденсаторов
производится: поставочными блоками при полностью готовом
фундаменте турбины, а также укрупненными блоками при
отсутствии верхнего ростверка фундамента. В этом случае
(рис. 11.9) сойдинительные патрубки (блоки 1, 2, 3, 19, 20
и 21) следует монтировать только после полной готовности
верхнего ростверка фундамента. Ниже приводятся основные
этапы монтажа конденсаторов блоками при полностью готовом
фундаменте:
1)	подготовить под монтаж места на плашке фундамента
для установки опор конденсатора (рис. 11 10);
2)	уложить на плашку фундамента конденсатосборник,
3)	установить на плашку фундамента в проектное положение
основание опор и на них—блоки пружин, поступающие
214
Рис. 11.9 Конденсатор (монтажные блоки)
<. завода в собранном виде. Если блоки пружин поступают
и разобранном виде, следует укомплектовать блок пружинами
одинаковой высоты с допуском +1 мм и стянуть плиты
между собой специальными шпильками;
4)	изготовить и установить на плашку фундамента времен-
ные металлоконструкции (рис. 11.11);
5)	на монтажной площадке вне зоны монтажа конденсатора
выполнить сборку и сварку (см. рис. 11.9) поставленных друг
пн друга блоков 7 и 14 и блоков 26 и 33 в монтажные
блоки (7—14, 26—33);
6)	установить на временные металлоконструкции блоки 15,
16 и 17. Сварить блоки между собой, выверить по осям
турбоагрегата сваренные блоки,
7)	установить в проектное положение монтажный блок
7—14. Блок 12 установить в положение на 200—300 мм
ближе проектного к оси ЦНД2;
8)	установить в проектное положение последовательно бло-
ки 13, 12 и 11;
9)	состыковать, используя заводские монтажные приспособ-
ления, блоки 7—14, 13, 12, 11, контролируя соосность отверстий
в основных и промежуточных трубных досках;
10)	установить на выверенные блоки 7—14, 13, 12, 11
верхний ряд блоков 9—8—10, контролируя соосность отвер-
стий в основных и промежуточных трубных досках;
215
II)	пристыковать блоки
5, 6 (при сварке между
собой блоков крайних водя
ных камер 6 и 5 следует
обратить внимание на пра-
вильное положение кронш-
тейнов приспособлений для
открывания крышек относи-
тельно их петель) При
Рис 1110 Установка конденсато-
ра на временной монтажной опоре
У—выхлопной патрубок ЦНД, 2—ков
денсатор
Рис II.II. Временная монтажная
опора конденсатора
/ -конденсатор, 2—двутавровые бал
ки; 3—стойки (труба), 4 лист сталь
ной; 5—клиновой домкрат; б—штат
ная пружинная опора конденсатора
сборке корпуса конденсатора в местах монтажных соединений
следует обеспечить:
смещение стыкуемых кромок трубных досок и перегородок,
а также обечаек корпуса относительно друг друга не
более + 2 мм;
зазор между стыкуемыми кромками трубных досок и обеча-
ек не более 3 мм.
По окончании работ блоки надежно прихватываются эле-
ктросваркой, а затем свариваются. Первоначально заварива
ются трубные доски, жесткости, связи и только после этого
стыки монтажных разъемов с подваркой корня и шва Сварные
стыки проверяются керосиновой пробой.
В районе монтажных разъемов устанавливаются недоста-
ющие участки паронаправляющих щитков, стыки между ними
завариваются с помощью накладных металлических полос;
которые устанавливаются таким образом, чтобы не препят
ствовать установке трубок (рис. 11.12). Монтаж конденсатора
№ 2 группы 800КЦС-5 выполняется аналогично, в такой же
технологической последовательности. Блоки соединительных
патрубков устанавливаются с соблюдением последовательности
2—1 3 (20—21—19), стыкуются с блоком 4(22) таким
216
1’Ис 11.12 Монтаж паронапра-
н «яющих щитков конденсатора.
/ трубки, 2—паровой щиток;
3—накладка
образом, чтобы верхние полки блоков 2—1—3 (20 —21—19)
лежали в одной плоскости. Вырезка в корпусах конденсаторов
Я» I и 2 отверстий для присоединения трубопроводов произ-
водится согласно чертежу завода-изготовителя.
Установка и вальцевание конденсаторных трубок. Процесс
подготовки к установке, установка и закрепление конденсатор-
ных трубок в трубных досках состоит из следующих этапов:
контроль размеров и состояния поверхностей отверстий
к трубных досках и промежуточных перегородках;
очистка от консервирующей смазки и зачистка поверхностей
пгверстий;
очистка наружной поверхности концов грубок от оксидной
пленки, установка трубок и их вальцевание с одной стороны;
подрезка трубок и их вальцевание с противоположной
с I ороны.
При проверке диаметра отверстий размер калибра определя-
йся в соответствии с номинальным наружным диаметром
। рубок и зазором между трубкой и отверстием в трубной
щеке. ЛМЗ принимает этот зазор равным 0,4 мм, допуск на
о!верстие составляет от + 0,12 до —0,05 мм. Таким образом,
(нверстие для трубок с номинальным диаметром 28 мм может
пмегь диаметры от 28,35 до 23,52 мм Поэтому калибр должен
иметь диаметр 28,35 мм. Конденсаторные трубки должны
изготавливаться с минусовым допуском по наружному диамет-
ру, т. е. по размеру 28-0’3 мм. Имеют место случаи поставки
конденсаторных трубок с плюсовым допуском, т. е. с размером
наружного диаметра 28+0,3 мм. Поэтому завод-изготовитель
увеличил диаметр отверстий в трубных перегородках, выполняя
их по размеру 28to.s мм-
Установку трубок производят партиями в 100 150 штук,
н зчиная с нижней части конденсатора. В осевом направлении
I рубки перемещаются по отверстиям так, чтобы выступающие
над доской их части были для всех трубок одинаковы
и составляли 2—3 мм Установка трубок производится рядами
до места расположения внутренних щитов, привариваемых
после установки соответствующих групп трубок. Вальцевание
концов трубок производится вальцовкой, приводимой в дей-
ствие головкой с электроприводом. Выступающие из второй
217
трубной доски концы трубок обрезаются, производится валь-
цевание нескольких трубок, расположенных «вразбежку». Этим
достигается надежная фиксация положения трубной доски
Вальцевание следует производить не позднее чем через 4 ч
после установки трубок. В целях повышения гидравлической
плотности конденсаторов применяется покрытие трубных досок
уплотняющей битумной мастикой. Работа выполняется после
гидравлического испытания конденсатора.
Присоединение конденсатора к турбине. Конденсаторы присо-
единяются к выхлопным патрубкам турбины после установки
постоянных прокладок под фундаментные рамы ЦНД. Произ-
водится подъем конденсаторов с помощью гидравлических
домкратов до обеспечения зазора в стыке между кромками
конденсатора и выхлопного патрубка ЦНДЗ + 1 мм. При подъ-
еме контролируется равенство деформаций пружин опор кон-
денсаторов. Если зазор больше указанного выше, то он
уменьшается путем отгибания кромок полок конденсаторов,
для чего полки режут на участки длиной 1000—1200 мм.
Длина разрезов при этом должна составлять 200—250 мм.
Перед сваркой от горизонтальной части полок конденсатора
должны быть отрезаны все ребра жесткости, кроме того
вертикальные швы ребер жесткости также должны быть
разрезаны в верхней части на длине 200—250 мм.
После установки крышек ЦНД затягивают крепеж горизон-
тального разъема. Сварка ЦНД с конденсаторной группой
производится в такой последовательности: ЦНД1, ЦНДЗ
ЦНД2. Сварка обоих выхлопных патрубков каждого цилиндра
производится одновременно. Стыки перед сваркой по всему
периметру необходимо разметить мелом на участки длиной
400—500 мм на длинных сторонах и около 300 мм на коротких
сторонах. Разметка производится от середины стороны к краям.
Сварку каждого выхлопного патрубка выполняют четыре
сварщика одновременно, т. е. приварку к каждому цилиндру
ведут восемь сварщиков. Перед сваркой следует произвести
прихватку в такой ное 1едовательности: в середине каждой из
сторон; по концам сторон, на расстоянии 150—200 мм от
углов; по длине сторон, на расстоянии 500—600 мм один от
другого в направлении от середины к краям сторон. Длина
прихваток 50—60 мм, катет шва 6—7 мм.
Сварка участков швов производится послойно, согласно
нумерации (рис. 11.13). Соблюдается такая последовательность:
на длинной стороне участки завариваются через один, на
короткой стороне—все подряд. Вначале заваривается в один
слой участок 1 на длинной стороне, затем также в один
слой участок 2 на короткой стороне. Затем на длинной
стороне пропускается один участок и заваривается участок 3,
потом участок 4 на короткой стороне. Вновь заваривается
218
Рис. 11 13 Разметка код сварку и последовательность наложения швов при
сварке патрубка четырьмя сварщиками
/ -IV—номера (последовательность) прихваток I—14—номера (последовательность)
наложения свароча» х швов
участок на длинной стороне—5. Затем заваривается участок
6 на короткой стороне, участок 7 на длинной стороне и,
наконец, 8 на короткой стороне В той же последовательности
завариваются второй, третий и, при необходимости, четвертый
слой швов—до получения требуемого катета шва После этого
завариваются пропущенные участки 9—12 на длинной стороне.
Эти участки также завариваются послойно Все участки
завариваются обратноступенчатым швом в направлении от
середины сторон к краям Все швы выполняются слоями,
соответствующими угловому шву с катетом 6—7 мм. Общее
количество слоев при заварке шва с катетом 15 16 мм должно
составлять не менее четырех. Швы патрубка отбора заварива-
ются в последнюю очередь после сварки всего периметра.
Приварка ребер жесткости и заварка вертикальных разрезов
стенок конденсаторов производятся после окончательной завар-
ки всех швов
Сварка конденсаторов между собой. Сварка конденсаторов
группы между собой производится после приварки всех ЦНД
Соединение выполняется наложением накладки, перекрывающей
зазор Накладки привариваются двумя угловыми швами кате-
том 28 мм. Приварка накладки должна выполняться одно-
временно на всех четырех сторонах. Сварку выполняют
одновременно восемь сварщиков, по два на каждой стороне
Накладка собирается с конденсатором на прихватках
длиной 60—70 мм с катетом 7—8 мм Общее направление
наложения прихваток от середины сторон к краям Расстояние
между прихватками около I м Перед сваркой швов накладки
219
обвариваются все люки на боковых стенках конденсаторов
для увеличения общей жесткости конструкции.
Контроль положения цилиндров в процессе сварки. В процессе
приварки осуществляется постоянный контроль за положением
всех ЦНД
по центровке роторов по полумуфтам (если роторы уложены
в корпуса ЦНД);
по координатам контрольных расточек с помощью оп-
тической трубы,
по индикаторам, фиксирующим положение лап ЦНД от-
носительно фундаментных рам.
Например, при приварке к выхлопному патрубку ЦНД1
контролируется положение его лап, смещение полумуфт РНД1
и РНД2 и полумуфт РНД1 и РСД При отсутствии роторов
контролируется положение передней и задней расточек ЦНД1
ч, помощью оптической трубы. При сварке двух конденсаторов
между собой фиксируются положение опор ЦНД2 и смещение
полумуфт РНД2 и РНД1, а также РНД2 и РНДЗ.
Контроль положения цилиндров и роторов осуществляется
непрерывно в процессе всей сварки. Опускание полумуфт
в процессе сварки на 0,07—0,1 мм от исходного положения
допускается, так как в процессе охлаждения происходит
перемещение в обратном направлении и конечные деформации
близки к нулю. При возникновении больших деформаций
сварка должна быть прекращена Полумуфты в процесс
сварки, как правило, не поднимаются. Перемещения опор
цилиндров вдоль опорных поверхностей сами по себе не
опасны, если перемещения всех опор одинаковы Разница
в перемещениях опор указывает на поворот цилиндра в го-
ризонтальной плоскости, что обычно сопровождается боковым!
смещениями полумуфт. Разворот цилиндра также фиксируется
при изменении координат центров передней и задней конт-
рольных расточек.
Причинами перекосов могут быть: неравномерность зазоров
по периметру патрубков ЦНД, нарушение последовательности
наложения швов; различная скорость сварки из-за различном
квалификации сварщиков, что, в свою очередь, приводит
к нарушению симметрии наложения швов В настоящее время
применяется способ соединения конденсаторов с турбиной при
помощи системы соединительных полос (накладок) Накладки
(рис 11 14) привариваются сначала к конденсатору, а затем
к патрубкам ЦНД. Перед приваркой их следует прихватить
к полкам конденсатора. Для предотвращения отставания
накладок от выхлопного патрубка перед их приваркой к кон-
денсатору следует установить фиксаторы (рис. 11.14, 6), которые
после приварки накладок необходимо удалить. Приварку
накладок к соединительному патрубку конденсатора и к вы-
220
Рис. II 14 Узел сварки выхлопного
патрубка ЦНД с горловиной конден-
сатора:
а -узел сварки, б—установка фиксатора.
I выхлопной патрубок ЦНД, 2—наклад-
kj (стальная полоса), 3—конденсатор, 4—
фиксатор (подпорка)
Ионному патрубку турбины следует производить по тех-
нологии, приведенной выше. После приварки накладок фи-
ксаторы удаляют. Этот способ соединения следует признать
эффективным, так как независимо от состояния работ
на турбине можно производить обвязку конденсаторной
। руппы трубопроводами до ее присоединения к выхлопным
на I рубкам ЦНД.
Сборка и монтаж корпусов цилиндров и корпусов подшипников
турбины. Монтажу цилиндров и корпусов подшипников тур-
бины предшествует их расконсервация и ревизия Состав
и объем указанных работ зависят от степени демонтажа после
li во декой сборки на стенде и принятой заводом схемы
комплектации, консервации и упаковки При сложившихся
условиях поставки эта работы заключаются в следующем
( механически обработанных поверхностей удаляется консер-
вирующая смазка. Поверхности сопряжений осматриваются,
и при обнаружении следов коррозии, мелких повреждений их
устраняют. Повторно проводятся испытания на плотность
всех корпусов подшипников.
Удаляется консервация с поверхностей фундаментных рам,
Проверяется резьба в отверстиях для динамометров и установки
дистанционных болтов. Производится шабровка участков фун-
даментных рам под постоянные прокладки. Путем измерений
проверяются зазоры в шпоночных соединениях Проверка
ниотности прилегания фундаментных рам к опорным повер-
хностям лап выхлопных частей ЦНД производится в условиях,
близких к рабочим по нагрузке фундаментных рам Рамы
притягиваются к выхлопным частям дистанционными болтами,
при этом щуп толщиной 0,05 мм не должен проходить в стык
сопряженных плоскостей. При указанной проверке элементы
выхлопных частей ЦНД следует повернуть опорными повер-
хностями лап вверх. х
Корпуса переднего и сре uiero подшипников поставляются
н * монтажную площадку в виде блоков с фундаментными
рамами. Проверяется плотность прилегания корпусов подшип-
ников к фундаментным рамам При проверке рамы следует
выставить на жестком основании (рекомендуется использовать
221
фундамент турбины) на временных подкладках, расположенных
в местах установки постоянных прокладок
На опорные поверхности фундаментных рам наклеиваются
полосы из фторлона или наносится спецпаста (смазка) ВТИ-
ЛМЗ, необходимость в которых связана со следующими
обстоятельствами. Повышение единичных мощностей паровых
турбин привело к значительному увеличению их габаритов
и, как следствие, к увеличению удельных нагрузок на фун-
даментные рамы Перемещение корпусов переднего и среднего
подшипников являемся результатом тепловых расширений ци
линдров При этих перемещениях из за высокого коэффициента
трения пары «чугун—чугун» возникают большие напряжения
на преодоление которых требуются дополнительные усилия
Значительные силы трения между корпусами подшипников
и рамами приводят к деформациям элементов фундамента
в частности к деформациям кручения ригеля среднего подшип
ника. На ряде электростанций деформации кручения ригеля
при пусках доходили до 3,5 мм/м Поворот (закручивание)
ригеля приводит к повороту корпуса подшипника, при этом
изменяется положение вкладышей, смонтированных в корпусе
подшипника, изменяется взаимное положение ротора и элемен
тов статора, возникают расцентровки и перекосы, что, в конеч
ном счете, приводит к появлению вибрации, в том числе
и низкочастотной Степень закручивания ригеля зависит от
силы трения между корпусом подшипника и рамой и от
жесткости ригеля
Наблюдавшиеся сравнительно большие закручивания риге-
лей фундамента мощных турбин были связаны в ряде случаев
с недостаточной жесткостью ригелей При расширении кор-
пусных деталей в первоначальный момент происходит поворот
верхней плоскости ригеля в сторону переднего подшипника
Корпус подшипника не перемещается до тех пор, пока сила,
возникающая при закручивании ригеля и приложенная к кор-
пусу подшипника., не превзойдет силы трения При остывании
турбины и сокращении ее длины ригель под действием
собственной закрутки возвращается в нейтральное положение
Если сила приложенная к корпусу подшипника, меньше силы
трения, корпус на раме не перемещается При дальнейшем
остывании турбины ригель закручивается в( сторону генератора
Силы трения между корпусом подшипника и рамой вызы-
вают растягивающие усилия в цилиндрах, корпусах подшип-
ников, а также прогибы ригеля в горизонтальной плоскости,
что препятствует перемещению этих узлов вдоль оси турбины
Для облегчения перемещения корпусов подшипников по
фундаментным рамам путем снижения коэффициента трения
пар «чугун—чугун» рекомендуется наносить на опорную
поверхность рам спецпаету ВТИ-ЛМЗ При этом коэффициент
222
[рения снижается в 10 раз, и соответственно в 10 раз умень-
шаются у я, необходимые для перемещения корпуса под-
шипника.
Спецпаста ВТИ-ЛМЗ состоит из дисульфида молибдена
и масла ОМТИ, используемого в качестве связующего. Дисуль-
фид молибдена широко применяется как средство для пониже-
ния коэффициента трения, масло ОМТИ обладает высокими
смазывающими и антикоррозионными свойствами, а также
полирующей способностью. Кроме того, в отличие от веретен-
ного масла, используемого для этих же целей в пасте
ВНИИПН-232, оно не образует при старении твердых частиц
продуктов конденсации, которые ухудшают действие пасты.
I (рименение смазки ВТИ-ЛМЗ позволило уменьшить наблюдав-
шиеся деформации, ригелей с 3,5 мм/м до 0,3—0,4 мм/м. При
применении смазки ВТИ-ЛМЗ рекомендуется предусматривать
ыщитные кожухи на переднем и среднем подшипниках для
предотвращения попадания грязи и образования шлама на
скользящих поверхностях.
Для турбин К-800-240-5 в целях облегчения тепловых
перемещений корпусов подшипников предусматривается уста-
новка между корпусами подшипников и рамами полос из
фторлона. Полосы толщиной около 2 мм наклеиваются на
фундаментные рамы переднего и среднего подшипников в про-
цессе подготовительных работ к монтажу. В настоящее время
на заводе разрабатывается конструкция крепления фторлона
к фундаментным рамам системой винтов-гужонов
Согласно заводским исследованиям фторлон как активаци-
онный материал обладает достаточной устойчивостью к хлад-
поползучести, низким значением коэффициента трения в паре
с чугуном, а также равенством коэффициентов трения покоя
и движения. Коэффициент трения фторлона при скольжении
по чугуну не превышает 0,11. Коэффициент трения пары
«чугун—чугун» без смазки ВТИ-ЛМЗ (поверхности скольжения
натереть графитом) составляет 0,3. Именно исходя из этого
коэффициента трения производится расчет фундаментов на
i оризонтальные нагрузки, т. е. нагрузки, возникающие при
перемещениях корпусных деталей из-за тепловых расширений
Подготовка к монтажу ЦНД. Цилиндр низкого давления
[урбины К-300-240 поступает с завода состоящим из восьми
частей:
корпус наружный (шесть частей), транспортное полож ие —
। оризонтальным разъемом вниз;
корпус внутренний (обойма)—две части, транспортное по-
ложение— горизонтальным разъемом вннз
Производится реконсервация опорных поверхностей наруж-
ного корпуса. Проверяется плотность прилегания фундамент-
ных рам к опорным поверхностям цилиндра. После проверки
223
прилегания производится раскантовка нижних половин наружно
го корпуса, проверка фланцев вертикального и горизонтального
разъемов на отсутствие забоин, заусениц и других дефектов
Проверяются плотности прилегания фланцев горизонтального
разъема передней и задней выходных частей ЦНД, плотности
прилегания фланцев горизонтального разъема средней части
ЦНД. плотности прилегания фланцев вертикальных разъемов
разборка ЦНД на поставленные элеменгы, подвеска фундамент
ных рам к опорным поверхностям выхлопных частей ЦВД
Следует иметь в виду, что в настоящее время не производится
так называемая кольцевая сборка ЦНД мощных турбин.
Подготовка к монтажу ЦСД. Цилиндр среднего давления
турбины К-800-240 поступает с завода состоящим из семи
частей:
корпус наружный (шесть частей); транспортное положение
горизонтальным разъемом вниз,
корпус внутренний в сборе с диафрагмами.
Цилиндр среднего давления турбины К-300-240 поступает
с завода состоящим из шести частей.
На монтажной площадке вне фундамента проверяется
плотность прилегания фланцев горизонтального разъема вы-
хлопных и средней частей ЦСД. Проверяется плотность
прилегания фланцев вертикальных разъемов: при затянутых
шпильках щуп 0,04 мм не должен проходить в стык сопряга
емых поверхностей Затем разбираются элементы, образующие
крышку ЦСД. Производится окончательная сборка нижней
половины наружного корпуса ЦСД. Сборка ведется в соот-
ветствии с данными формуляра по взаимному положению
фланцев вертикального разъема в вертикальной и горизон-
тальной плоскости; тем самым повторяются этапы стендовой
сборки. Сборка крышки ЦСД производится после предвари
тельной выверки нижней половины корпуса на фундаменте.
Для турбины К-300-240 на монтажной площадке в укруп-
ненный блок предварительно собираются только передняя
и средняя части наружного корпуса после соответствующих
проверок плотности прилегания фланцев Сборка блока перед
ней и средней частей корпуса с выхлопной производится
после предварительной выверки на фундаменте корпуса сре-
днего подшипника и выхлопной части ЦСД. Сборка ведется
в соответствии с данными формуляра по взаимному рас-
положению фланцев вертикального разъема в вертикальной
и горизонтальной плоскости.
Подготовка к монтажу ЦВД. Цилиндры высокого давления
турбин К-300-240 и К-800-240 поступают с завода состоящими
из трех частей:
корпус наружный (две части), транспортное положение—
горизонтальным разъемом вниз;
224
корпус внутренний в сборе с диафрагмами
Производится расконсервация элементов нижней половины
наружного корпуса ЦВД Выполняется ревизия крепежа
* горизонтального разъема Проверяются путем измерений
зазоры в шпоночных соединениях цилиндра с корпусами
 переднего и среднего подшипников. В целях исключения
заклинивания лап цилиндра в поперечных шпонках, что
| вызывает асимметрию в перемещении цилиндра в поперечном
направлении, зазоры по поперечным шпонкам лап ЦВД
увеличены до 0,25 мм. Окончательная корректировка зазоров
производится после выверки корпусных деталей на фундаменте.
I Важно обеспечить симметричное распределение зазоров для
лап левой и правой стороны. Действительно, при наличии
тора с «силовой» стороны (сторона толкания) для одной
из двух шпонок левой и правой стороны возникает крутящий
момент, приложенный к корпусу подшипника. Это приводит
к закручиванию (развороту) корпуса подшипника в горизон-
I гальной плоскости и к дополнительному трению в продольных
шпонках
Монтаж турбины. В общем виде процесс монтажа повторяет
I процесс сборки на заводе и состоит из этапов сборки
В вертикальных разъемов ЦНД, установки с центровкой базовой
& сборочной единицы (ЦНД1), установок с центровкой корпусов
подшипников, ЦВД, ЦСД, ЦНД2 и ЦНДЗ и элементов
 проточной части, закрытия цилиндров турбины.
Устанавливаемые при монтаже сборочные элементы тур-
бины должны занять то положение, в котором они находились
после сборки на стенде завода. Стендовое положение цилиндров
п корпусов подшипников может быть повторено с высокой
| < (епенью приближения в том случае, если большая часть
процесса монтажа будет идентична процессу сборки на заводе
В частности, в идентичных условиях и теми же средствами
(олжны проводиться и процессы выверки и центровки.
Наиболее прогрессивным способом выверки и центровки
цилиндров и корпусов подшипников при монтаже является
4 пособ, основанный на применении зрительной трубы с учетом
реакций опор по показаниям динамометров Необходимо
указать, что для mhoi оциливдровых турбин большой мощ-
ности, обладающих легкодеформируемыми и крупногабарит-
ными ЦНД, оптический способ выверки цилиндров и корпусов
подшипников является наиболее прогрессивным, дающим зна-
чптельную экономию времени и трудозатрат С помощью
(чнических приборов производится центровка диафрагм
и обойм уплотнений В плане повторяемости стендовой сборки
важным- как уже отмечалось, является воспроизведение формы
о нового цилиндра (установочной базы) такой, какой она
была при стендовой сборке
I.*» Ьказ 1948	225
Это обеспечивается сборкой цилиндра в единый блон
в соответствии с данными формуляра взаимного положения
фланцев вертикального разъема в вертикальной и горизон
тальной плоскости; выверкой ЦНД по высотным отметкам
фланцев горизонтального разъема выхлопных частей, а также
выверкой по реакциям опор и по координатам центров
контрольных расточек.
Сама по себе выверка по реакциям опор еще не обеспечивает
требуемого взаимного положения передней и задней выхлопных
частей ЦНД в горизонтальной плоскости, а следовательно
требуемого положения ротора и повторяемости сборки. По
этому одновременно с выверкой по реакциям опор конт
ролируются координаты центров контрольных передней и за
дней расточек ЦНД. Для получения требуемых координат
центров контрольных расточек допускается корректировка
нагрузок на опорах в пределах ± 10 кН от данных стендовой
сборки.
Установка и выверка цилиндров. Нижняя половина задней
выхлопной части ЦНД1 в сборе с фундаментными рамами
устанавливается на фундаменте на клиновых домкратах. Произ
водится предварительная выверка выхлопной части по высот
ным отметкам фланцев горизонтального разъема и по коор
динатам центров контрольных расточек. Наименование конт
рольных расточек, места установки цеитроискателей в расточки
показаны на рис. 11.15.
Далее, среднюю часть корпуса ЦНД1 на мастике соединяют
вертикальным разъемом с выхлопной частью. Сборка произ
водится в соответствии с данными формуляра. Передняя
выхлопная часть ЦНД1 устанавливается на фундамент, ее
положение выверяется по контрольным расточкам относигель
но задней и по высотным отметкам. После выверки передняя
выхлопная часть своим вертикальным разъемом на мастике
соединяется с вертикальным разъемом средней части. Произ
водится предварительная установка переднего и среднего
корпу в подшипников в сборе с фундаментными рамами
Рис 11 15. Места установки цеитроискателей в контрольных расточках цилинд
ров турбины при ее выставлении на раме фундамента
226
и фундаментными болтами на фундаменте пр размерам в плане
пнюсительно поперечных осей турбины
В следующей группе переходов производится выверка ЦНД1
। помощью зрительной трубы по координатам центров кон-
1|м)иьных расточек П5 и 776 и по реакциям опор с исполь-
юианием динамометров Результаты выверки и отклонения
.ui пжны соответствовать данным заводской сборки.
Разгрузка динамометров, перевод фундаментных рам на
а пи юные домкраты, причем при этой операции контролиру-
Инея высотные отметки фланцев горизонтального разъема
циклонных частей ЦНД1, изменения по высотным отметкам
1»«| должны превышать ±0,1 мм, что свидетельствует о со-
< ранении формы цилиндра при переводе фундаментных рам
I । клиновые домкраты. Производится сборка элементов,
ф.гзуюзцих крышку ЦНД1, по выверенной нижней половине
• приуса ЦНД. Затем следует повторная выверка ЦНД] с по-
гнцью зрительной трубы по координатам центров контроль-
ны \ расточек и по реакциям опор, тем самым проверяется
I ыяние зазоров в плоскости горизонтального разъема на
мможное изменение опорных реакций На этом операции
го сборке ЦНД1, как установочной базы завершаются. Измеря-
вши толщины постоянных прокладок, обрабатываются и уста-
нпвииваьотся в проектное положение постоянные прокладки
и ( фундаментные рамы ЦНД1 Затем освобождаются дистан-
ционные болты и проверяется плотность прилегания лап
ин и и ндр а к фундаментным рамам; щуп 0,03 мм не должен
проходить в стык сопрягаемых поверхностей.
В следующей группе монтажных переходов на фундамент
v t.i на вливается нижняя половина передней выхлопной части
ННД2, при этом выдерживается проектный разрыв между
ЦНД1 и ЦНД2. Выверка элементов нижнего корпуса ЦНД2
и их сборка в единый блок производится аналогично работам
пл сборке базового цилиндра НД1
В такой же технологической последовательности произ-
пи'штся сборка и выверка ЦНДЗ. Производятся измерения
прокладок, их обработка и установка постоянных прокладок
Инд фундаментные рамы ЦНД2 и ЦНДЗ.
В следующей группе переходов производится выверка по
Киирам контрольных расточек (М3, М2, Mi и Мо) и по
поперечным уклонам положения корпусов переднего и среднего
подшипников. Выверка производится в соответствии с данными
> • пюдского формуляра
Нижняя половина ЦСД устанавливается лапами на попе-
речные шпонки корпуса среднего подшипника и передней
ннхлопной части ЦНД1. Производится выверка ЦСД по
ргмкщиям опор. При необходимости корректировка опорных
I» 1КЦИЙ на лапах производится за счет изменения положения
227
корпуса среднего подшипника, при этом следует контролиро
вать положение центров контрольных расточек 773 и ZZ4
Аналогично ведется выверка цилиндра высокого давления,
причем ЦВД выверяется по расточкам Пх и П2, а корпус
переднего подшипника—по Мо и Mt. В последнем этапе
работ по выверке корпусных деталей снимаются крышки всех
ЦНД В цилиндры укладываются роторы Проверяется цен
тровка роторов по расточкам в статорных элементах и по
полумуфтам. Данные центровки должны соответствовать по-
лученным при центровке на стенде завода и находиться
в пределах допусков. При необходимости положение роторов
изменяется за счет перемещения вкладышей подшипников
Контрольные операции по проверке роюров следует по
вторить после установки крышек ЦНД при затянутом крепеже
фланцевых разъемов цилиндров и после приварки конде<
саторов группы 800КЦС.
Центровка роторов по полу муфтам. Допуски. Взаимное
положение осей соседних роторов при разобранных муфтах
характеризует их центровку, которая определяется положением,
опорных вкладышей.
Различают два вида расцентровки по муфтам; радиальную
и торцевую Радиальная расцентровка - расстояние между
осями соседних роторов в плоскости муфты, торцевая—уго j
между этими осями. При радиальной расцентровке опоры
расположенные пиже, разгружаются, а соседние—нагружаются
При раскрытии внизу разгружаются соседствующие с муфтой
подшипники и нагружаются удаленные, при раскрытии ввер
ху—наоборот Соответствующие горизонтальные реакции воь
никают при расцентровках в горизонтальной плоскости До
пустимая расценгровка роторов указана в табл. 11 4
Рассмотрим несколько вариантов применяемых технологи
ческнх расцентровок РВД турбин К-300-240 имеет один
опорный подшипник, соединение РВД и РСД осуществляется
жесткой муфтой. Для этого соединения допустимо торцево
раскрытие внизу на уровне 0,7—0,75 мм при применении
эллиптического подшипника. Этим обеспечивается создание
значительной статической нагрузки на переднюю опору РВД
в целях исключения низкочастотной вибрапии. При применении
сегментного подшипника торцевое раскрьггие внизу не должно
превышать 0,3—0,4 мм, так как удельное давление на ссц
менгные подшипники не должно быть более 0,4—0,6 МП <
Для соединения РВД — РСД турбин К-800-240-3 реализо^
вывалась расцентровка, предусматривавшая помимо торцевой»
раскрытия внизу установку РВД выше РСД на 0,15—0,2 мм
Радиальная расцентровка учитывает деформацию кручения
ригеля среднего подшипника, что приводит к подъему опоры
№ 3 (передняя РСД). Применение смазки ВТИ-ЛМЗ, а также
228
Таблица 11.4 Допустимая расцентровка роторов, мм
т | Тип  турбины	Место соединения роторов	Торцевое раскрытие	Радиальное смещение
К 800-240	РВД РСД РСД РНД 1 РНД 1 РНД 2 РНД2 РНДЗ РНДЗ —Р генератора	-(0,10-0,12) +(0,08—0,1) +(0,03-0,05) +(0,03-0,05) +(0-0,05)	(0,3-0,4) +(0,7—0,8) ±0,05 ±0 05 -0,1
К 500-240	РВД - РСД РСД РНД1 РНД1 РНД2 РНД2 — Р генератора	(0,20 -0,3) -(0,05-0.1) +(0,1-0,15) +(0.03-0,07)	-(0,5-0,6) ±0,05 -(0,3-0,4) + (0,3-0,4)
К-300-240	РВД—РСД РСД РНД РНД Р генератора	-(0,70-0,75) +(0,120,18) +(0-0.02)	±0,05 —(0.2—0,24)
установка в сопряжение корпусов подшипников с фундамент-
ными рамами турбин К-800-240-3 антифрикционного материала
исключают кручение ригеля, и поэтому радиальная расцент-
ровка в настоящее время не выполняется.
I Для соединения РСД — РНД1 турбины К-800-240-5 выпол-
няется расцентровка, предусматривающая установку РНД1
выше РСД на 0,35—0,40 мм, что учитывает просадку передней
опоры ЦНД1 под действием вакуума. При соединении РНД
с ротором генератора первый из них, как правило, устанав-
ливают выше, т. е. учитывают их просадку под действием
вакуума. Однако в ряде случаев в целях исключения низ-
кочастотной вибрации переднюю опору ротора генератора
устанавливают выше опоры РНД на 0,1—0,15 мм.
При монтаже правильность соединения роторов жесткими
муфтами контролируется маятниковой проверкой и проверкой
на отсутствие коленчатости. Биение передних концов РВД
I урбин К-300-240, К-500-240 и К-800-240 при маятниковой
проверке не должно превышать 0,1—0,15 мм Проверка со-
бранной жесткой муфты на коленчатость заключается в опре-
делении численного значения смещения осей соединенных
Муфтой роторов. Для проверки коленчатости удаляется один
из подшипников муфтового пролета (ближайший к муфте)
и индикатором при совместном вращении роторов проверяется
бой шейки, который не должен превышать 0,02 мм, т. е.
коленчатость будет составлять 0,01 мм.
При сборке соединительных полумуфт контролируется удли-
нение болтов при затяжке, которое не должно превышать
0,15 мм. Дело в том, что торцевые расцентровки (особенно
для турбин К-300-240) вызывают не только перераспределение
229
опорных реакций на подшипниках муфтового пролета, но
и знакопеременное напряжение в соединительных болтах и шей-
ках вала.
Установка и центровка элементов проточной части. После
центровки роторов и фиксирования положения цилиндров
и фундаментных рам приступают к установке и проверке
центровки внутренних цилиндров, диафрагм, их обойм и обойм
концевых уплотнений. Проверка положения элементов проточ-
ной части производится по одному из следующих способов
борштангой или проверочным валом, зрительной трубой
Наиболее точен и удобен способ контроля положения элементов
проточной части зрительной трубой, которая устанавливается
возможно ближе к цилиндру, элементы проточной части
которого контролируются. Места установки зрительной трубы
при центровке проточной части турбины приведены в табл. 11.5
и на рис. 1115.
Допуски на центровку проточных частей турбин задаются
в заводских формулярах. Они даются без учета поправок
связанных с зазорами в плоскости горизонтального разъема
наружных корпусов при свободном положении крышки. Дело
в том, что, если устранение зазоров в плоскости разъема
производится за счет затяжки крепежа, то происходит смещение
верхнего и нижнего фланцев наружного корпуса. Смещение
нижнего фланца приводит к смещению обойм диафрагм
и обойм уплотнений, подвешенных вблизи плоскости горизои
тального разъема наружного корпуса, что, в свою очередт
вызывает перераспределение радиальных зазоров в уплотне-
ниях, включая надбандажные. Поэтому рекомендуется прове-
рять положение элементов проточной части ЦСД при установ-
ленной крышке наружного корпуса и затянутом крепе»
фланцевого разъема, если зазоры в плоскости разъема пр<
вышают 0,3 мм при свободном положении крышки. Тем
самым по разности координат центров контрольных расточек
с установленной крышкой наружного корпуса при затянутом
крепеже фланцевого разъема и при свободном положении
крышки (крепеж распущен) определяется поправка на ценз
ровку. Анализ показывает, что центровка проточных частей
ЦВД турбин К-300-240 и К-800-240 производится с занижением
элементов относительно оси зрительной трубы (оси вала)
что обеспечивает большие радиальные зазоры в уплотнениях
нижних половин цилиндров.
Кроме того, в ЦВД турбин, работающих на сверхкритичес-
ком давлении пара, осевые зазоры в проточной части выпол
няются по номинальной границе допуска, а радиальные зазоры
в надбандажных уплотнениях—по максимальной. Это позволя-
ет существенно увеличить пороговую мощность турбоагрегата
Практика капитальных ремонтов большого парка турбин
230
Таблица 115 Места установки зрительной трубы
1 Цилиндр	Место установки зрительной трубы	Расточки, относи- тельно которых выверяется зри- тельная труба (см рис 11 5)	Расточки, относи- теяьно которых фиксируется по- ложение оси зри тельной трубы (см рис 11 5)
ЦНД1	Корпус заднего подшип- ника ЦНД!	/75 и 776	М5 и М6
ИНД2	Корпус заднего подшип- ника ЦНД2	П ) и 278	Му и Мв
нндз	Корпус заднего подшип- ника цндз	//9 И /До	Мд И Мю
И<Д	Корпус переднего под- шипника ЦНД1	773 и	М3 и М4
ЦВД	Корпус среднего подшип- нику	Пх и П2	Mi к М2
К-ЗОО-240 показала наличие существенного износа уплотнений
нижнего полуцилиндра среднего давления Износ уплотнений,
.включая надбандажные уплотнения, приводит к снижению
Экономичности паровых турбин, достигающему в межремонт-
ный период от 1,6 до 3%. Наблюдаемый износ и даже
повреждение уплотнений, особенно надбандажных, происходят
и основном при пуско-остановочных режимах в первый период
Эксплуатации после ремонта, что определяет последующую
длительную работу турбины в течение 3—4 лет с пониженной
^Комичностью. Значительное влияние на уменьшение ради-
альных зазоров в нижнем полуцилиндре оказывают
расхолаживание низа ЦСД паром, подаваемым на концевое
уплотнение при длительном поддержании вакуума после оста-
новки турбины,
некачес.г венное выполнение изоляции цилиндра, особенно
шиа и трубопроводов отборов, что увеличивает разности
температур между верхом и низом ЦСД при остывании;
несоблюдение при проведении ремонтных работ требований
ыводских формуляров, касающихся допусков на центровку
i цементов проточной части
Для повышения эксплуатационной надежности уплотнений
кроме высокой культуры эксплуатации требуется правильная
центровка, обеспечивающая сохранение оптимальных зазоров
и уплотнениях при всех режимах работы турбины.
Измерение зазоров в проточной части цилиндров. Перед
и 1мерением зазоров устанавливаются сегменты сопл в сопловые
коробки ЦВД и ЦСД, сегменты концевых и диафрагменных
уплотнений. В цилиндры укладываются роторы, собирается
упорный подшипник, полумуфты соединяются временными
оолтами Проверяется разбег валопровода в упорном
231
подшипнике Роторы устанавливаются в положение, опре-
деляемое формулярами завода-изготовителя
Проверка осевых зазоров в проточной части производи гея
дважды один раз—при зафиксированном в заводском фор
муляре положении роторов, второй — при повороте роторов
на 90е . Измерение зазоров ведется в плоскости горизонтальном
разъема при помощи пластинчатого и клинового щупов
В местах, недоступных непосредственному измерению, ради
альные зазоры определяются косвенным путем по свинцовым
оттискам, по отпечаткам уплотнительных гребне т на полоска*
лейкопластыря Зазоры, измеренные при моН1аже, должны
соответствовать зазорам, указанным в формулярах заводской
сборки.
Перед закрытием цилиндров производится демонтаж ротора
и всех элементов проточной части. Все работы, выполняемы^
при закрытии цилиндров, производятся без перерыва при
обязательном участии представителя завода-изготовителя, оз
ветственного руководителя монтажной организации и пред
ставителя эксплуатации Быстрая непрерывная работа по
закрытию цилиндра возможна в том случае, если к началу
сборки закончены все поверочные и пригоночные работы по
цилиндру, произведены все необходимые измерения, заполнены
формуляры, а детали турбины подготовлены так, чтобы время
на сборке не расходовалось на поиски крепежа, изготовление
мелких деталей и т. д Все труднодоступные места цилиндров
тщательно осматриваются и проверяются Проверяется чистоз.
всех отверстий в корпусе цилиндра, в том числе дренажны
и для присоединения контрольно-измерительных приборов.
Цилиндры высокого и среднего давления турбины К-800-240
выполнены двухкорпусными Поэтому в процесс общей сборки
цилиндра включается сборка внутреннего корпуса. В известной
степени внутренний корпус можно рассматривать как сильно
развитую обойму, поэтому порядок его сборки не отличается эг
сборки обоймы. Следует только иметь в виду, что предусмотре
на термическая загяжка крепежа горизонтального разъем,
внутреннего корпуса. При закрытой наружных и внутренних
корпусов ЦВД и ЦСД мастика на разъем фланцевого соединс
ния не наносится. Сложной и. ответственной операцией являете
затяжка шпилек горизонтального разъема. Для крепежа, рабо
тающего в условиях высоких температур, рекомендуется приме-
нение специальных смазок — дисульфида молибдена или смазки
на основе гексагонального нитрида бора. Перед нанесением
смазки резьба должна быть обезжирена бензином.
Для шпилек, изготовленных из сталей перлитного класс’
работающих при температуре пара 500 С, начальное напряж -
ние затяжки из условия плотности фланцевых соединений
цилиндров принимается равным 300 МПа Для шпилек, работа
232
ющих при температуре 4501 С, начальное напряжение затяжки
шпилек можно повышать до 350 МПа.
После закрытия ЦВД и ЦСД и присоединения трубопро-
водов под лапы ЦВД и передние лапы ЦСД устанавливаются
разгружающие устройства (амортизаторы), рабочим элементом
। которых являются тарельчатые пружины, воспринимающие
весовые нагрузки. Нагружение устройств необходимо произ-
водить с учетом действительных массовых нагрузок Q в ста-
1ическом состоянии, изменений массовых нагрузок на лапы
цилиндров под действием реактивного мента и допустимых
остаточных нагрузок
После установки амортизаторов величина остаточных на-
грузок Rg на лапы цилиндров до. »жна быть не менее 50 кН
и определяться следующим образом
для правой лапы PV = Q—Рг—Лр^50 кН;
для левой ла пы Ps—Q — Рр 4- Rp 50 кН,
1де Рр—нагрузка, воспринимаемая амортизатором, Rp — ре-
I акция на опорных лапах от реактивного момента.
Действительные массовые нагрузки на лапы цилиндров
можно определять посредством амортизаторов на холодной,
I окончательно собранной турбине с присоединенными трубо-
I проводами За действительную массовую нагрузку на лапу
 цилиндра принимается усилие затяга амортизатора, при ко-
 юром начинается отрыв лап от поперечных шпонок Момент
I отрыва лап определяется щупом или по индикатору.
Определение массовых нагрузок на лапах производят попар-
но (левая передняя—правая передняя, левая задняя — правая
Задняя). Нагрузка отрыва лап в каждой паре должна быть
| одинаковой. ЛМЗ разработал и внедрил конструкцию дина-
I мометрического болта (индикатор нагружения лап — ИНЛ),
I позволяющего определять опорное усилие на корпуса подшип-
ников, создаваемое массой цилиндров, трубопроводов, изо-
I ляции и теплокомпеисационными перемещениями трубопрово-
I дов как в процессе сборки, так и при эксплуатации.
Принцип работы ИНЛ основан на измерении деформации
упругого элемента, деформирующегося при ввинчивании на-
жимного болта Деформация упругого элемента регистрируется
по индикатору часового типа ИНЛ позволяет производить
I измерение усилий на работающей турбине, при этом для
исключения температурных погрешностей ИНЛ устанавлива-
ется в отверстия лап на 2-—3 оборота до упора и выдер-
живается в этом положении 2—3 ч После определения опорных
I усилий на лапах их корректировка (при необходимости)
производится путем изменения высотного положения лап
установкой прокладок под лапы цилиндров.
233
Наибольший предел измерений при помощи ИНЛ состав
ляет 900 кН, наименьший—250 кН.
Измерение опорных усилий рекомендуется производить при
трех характерных режимах: полной сборки цилиндра с присо-
единением трубопроводов, на холостом ходу и на номинальном
режиме.
118 МОНТАЖ ТРУБОПРОВОДОВ МАСЛОСИСТЕМ
Общее масляное хозяйство паротурбинной установки со-
стоит из систем смазки подшипников турбины и генератора,
уплотнений вала генератора, регулирования и защиты турбины
смазки и регулирования питательных насосных агрегатов,
систем приема, хранения и регенерации масла.
При монтаже маслопроводов предъявляются высокие тре
бования к чистоте их внутренней поверхности и к плотности
фланцевых и сварных соединений. Все внешние маслопроводы
систем смазки, уплотнений вала генератора и регулирования
изготавливаются из труб повышенной прочности (ГОСТ 9567
75) и укомплектовываются стальной арматурой. К корпусным
деталям, насосам, маслоохладителям, обратным клапанам
и т. д. присоединяется остальная арматура с плоскими флан
цами. На всех сливных маслопроводах устанавливаются флан
цы стальные плоские, с соединительным выступом, приварные
на ру=(1—2,5) 105 Па (ГОСТ 1255-67) На всех напорных
маслопроводах—фланцы типа «выступ—впадина» (ГОСТ
12831-67) или типа «шип—паз» (ГОСТ 12832-67). Фланцы
насаживаются на трубу под прямым углом, а их рабочие
поверхности подвергаются шабровке. Параллельность уплот-
няющих поверхностей фланцев проверяется пластинчатым щу-
пом, отклонение не должно превышать 0,2—0,3 мм. Соеди-
нительные части маслопроводов (тройники, переходы и др.)
должны быть коваными или точеными (Ст. 3, сталь 20, сталь
25). Не допускается применение литых тройников и переходов
Трасса маслопроводов должна иметь достаточную самокомпен-
сацию и, как правило, не должна содержать линзовых
компенсаторов. Монтаж следует вести в строгом соответствии
с требованиями чертежа. В частности, все маслопроводы системы
регулирования должны иметь уклон в сторону бака для
дренирования масла самотеком. Из маслопроводов, в которых
это не удается сделать, предусмотрены специальные дренажные
линии с вентилями, закрытыми на период эксплуатации. Особенно
следует обращать внимание на правильную трассировку сливных
маслопроводов регулирования Все они должны работать
с незаполненным сечением, чтобы обеспечить разрежение
в сливных и дренажных камерах узлов, создаваемое эксгаустером,
подсоединенным в верхней части бака и сливного коллектора
234
Все горячие поверхности, расположенные вблизи масло-
проводов, должны тщательно изолироваться. Внешние напор-
ные маслопроводы, находящиеся вблизи горячих поверхностей,
включаются в защитные короба, изготовляемые из листовой
пали толщиной не менее 3 мм. Нижняя часть короба должна
иметь уклон для стока масла.
Предусматриваются три категории поставки маслопроводов
блоками.
1.	Трубопроводы маслосистемы или ее части, поставляемые
в соответствии с согласованными ТУ полностью готовыми
блоками (гидроиспытаны, с очищенной и пассивированной
внутренней поверхностью) с заглушками в местах их соедине-
ния, относятся к I категории поставки. На электростанции
происходит только сборка и установка блоков при контроле
сохранности чистоты внутренней поверхности (так называемый
«чистый» монтаж).
2.	Трубопроводы маслосистемы или ее части, поставляемые
в соответствии с согласованными ТУ законченными и гидроис-
пытанными блоками, но с неочищенной внутренней поверх-
ностью, относятся ко II категории поставки. На электростан-
циях должна быть выполнена очистка и пассивация внутренней
поверхности труб, при этом переделка блоков запрещена
3.	Все или отдельные трубопроводы, поставляемые в соот-
ветствии с ТУ незаконченными блоками или отдельными
деталями с неочищенной внутренней поверхностью, относятся
к III категории поставки На электростанции необходимо
произвести доизготовление, установку и сборку блоков, а также
очистку и пассивацию внутренней поверхности труб.
Технология монтажа предусматривает приведенную ниже
последовательность работы:
1)	проверка соответствия блоков заводского изготовления
чертежам с контролем основных размеров и наличия всех
деталей комплектации блоков;
2)	контроль заводских сварных стыков на выбор (5%)
и 100%-ный контроль стыков, выполняемых монтажной ор-
ганизацией;
3)	предварительная механическая очистка внутренних повер-
хностей;
4)	сборка контуров маслопровода с перемычками обору-
дования, не участвующего в химической очистке;
5)	выполнение химической очистки и пассивация внутренних
поверхностей маслопроводов;
6)	подготовка к прокачке масла, прокачка масла.
До начала монтажа, в зависимости от местных условий,
детали трубопроводов собираются в блоки, а маслопрово-
ды, поступившие заводскими блоками, укрупняются в мон-
тажные.
235
При сборке блоков соблюдаются следующие требования
габариты блоков и особенно координаты присоединитель-
ных участков труб пространственных блоков должны быть |
выдержаны относительно базовых плоскостей в строгом соот-
ветствии с чертежом;
перед установкой в блок каждая деталь механически
очищается;
если два соединяемых фланцами блока имеют еще другие
связующие их элементы, то приварка фланцев производится
только после выверки по плазу требуемого взаимного положе-
ния обоих блоков;
детали маслопроводов, не вошедшие в монтажные блоки
и требующие подгонки по месту, поставляются для монтажа |
в полностью подготовленном состоянии;
сварные соединения маслопроводов выполняются аргонно-
дуговой сваркой и без подкладных колец.
При обработке концевых труб под сварку резка труб
и снятие фасок производятся специальными труборезными
станками.
Сварку монтажных стыков целесообразно выполнять ком-
бинированным способом: прихватку и приварку корня шва-—-
аргонно-дуговым, основную сварку—электродуговым. Установ-
ка оборудования маслосистем маслобаков, маслоохладителей,
маслонасосов и др. должна производиться как можно раньше,
с тем чтобы замерить их фактическое положение относительно
осей турбоагрегата и внести поправки в размеры монтажных
блоков или, при необходимости, по фактическим размерам
готовых блоков окончательно выверить взаимное положение
оборудования.
Очистка внутренних поверхностей маслопроводов должна
обеспечить чистоту и пассивацию внутренних поверхностей
при удельной загрязненности менее 25 г/м2 и отсутствии
коррозии, остатков воды и реактивов внутри труб. Химическая
очистка с водной отмывкой (водно-химическая очистка) в обя-
зательном порядке требует предварительной механической
очистки. Механическая очистка деталей маслопроводов без
последующей химической очистки и пассивации внутренней
поверхности труб недостаточна.
Парохимический способ очистки маслопроводов не рекомен-
дуется, так как его можно использовать, если прикидочные
расчеты на самокомпенсацию трубопроводов допускают про-
грев их паром до температуры 300е При продувке трубо-
проводов паром температура пара на выходе должна быть
не ниже 280е С Естественно, что эти условия выдержать
в процессе монтажа крайне сложно чисто технологически, не
говоря об обеспечении требуемой самокомпенсации -трубопро-
водов.
236
Водно-химическая очистка трубопроводов для системы,
В работающей на минеральном масле, может выполняться как
I для полностью собранного маслопровода с использованием
I обводов, так и для контуров от инвентарной установки
 раствором 2—3% ортофосфорной кислоты и 1 —1,5% трилона
Б Допускается использование лимонной кислоты и трилона
Б, а также применение 10—12% раствора ортофосфорной
В кислоты при использовании инвентарной установки Очистка
а трубопроводов систем, работающих на огнестойкой жидкости,
В имеет свои особенности (см ниже)
Механическая -очистка трубопроводов смазки и регулирова-
ния поставки по II и III категории, а также изготовленных
I на монтаже, должна предшествовать химической очистке.
I Внутренняя поверхность труб должна быть очищена от окалины
J и сварочного грата (стальными ершами, шарошками, аб-
(разивами и т д.) После механической очистки и продувки
1 сжатым воздухом на внутренней поверхносги труб не должно
быть рыхлой ржавчины, грата, земли, песка и т. д.
J Водно-химическая очистка и пассивация трубопроводов
I маслосистемы выполняются в приведенной ниже последова i ель-
I НОСТИ’
I)	водная отмывка технической водой с температурой
I 25—30° по контурам на сброс, т е. по разомкнутой схеме;
2)	водная отмывка обессоленной или осветленной техничес-
I кой водой с температурой 65—40" С также по контурам, но
I по замкнутой схеме с двух- и трехкратной заменой воды
I при ее загрязнении;
3)	обезжиривание внутренних поверхностей трубопроводов
по окончании горячей отмывки путем введения в «последнюю»
воду детергента ОП-7 (ОП-Ю);
4)	химическая очистка путем введения ортофосфорной кис-
лоты в воду, приготовленную для раствора. По достижении
заданной концентрации кислоты в расгворе (2,5—3%) дозиру-
ется расчетное количество заранее растворенного в отдельной
емкости трилона Б;
5)	дренирование раствора, водная отмывка водой с тем-
пературой 60 80' С, с введением в конце отмывки пас-
сивирующего агента;
6)	тщательное дренирование системы и сушка внутренних
поверхностей трубопроводов горячим воздухом.
Гидравлическое испытание маслопроводов на плотность
выполняется на этапе отмывки маслосистемы отдельными
контурами холодной технической водой.
Отдельно следует сказать о воднохимической очистке мас-
лопроводов для работы на огнестойкой жидкости
Опыт показал, что, как правило, не следует применять
промывку трубопроводов системы регулирования ортофосфорной
237
кислотой в окончательно собранном виде, т. е. без последующей
разборки контуров прокачки. Дополнительный эффект невелик
а трубопроводы системы регулирования разветвлены, на них
трудно предусмотреть все необходимые воздушники и дренажи
В результат на ряде станций оставшийся после окончания
промывки раствор кислоты приводил к порче залитого затем
огнестойкого масла и необходимости его неоднократной замены
В то же время достаточный по эффективности результат можеч
быть получен промывкой собранной системы горячим огнестой
ким маслом, подаваемым от штатного бака и насосов, либо
с выемом подвижных букс и золотников, либо, что после
монтажа предпочтительнее, поконтурно с обводом узлов
Температуру масла следует довести до 70—75° С. Увеличенные
расходы и скорости в трубах можно обеспечить включением
в параллельную работу двух насосов. При этом могут
применяться различные известные способы интенсификации
очистки маслопроводов (смена температуры, гидродинамические
пульсаторы и т. д.). Одновременно ведется постоянная фильтра-
ция масла с помощью сеток, установленных в баке, фильтр-
прессов, фильтров тонкой очистки. После окончания промывки
промывочная порция должна быть слита, очищены бак и само
масло.
После окончания промывки маслопроводов должны быть
установлены предусмотренные ограничительные шайбы в на-
порных фланцах сервомоторов в соответствии со схемой
регулирования, если эти шайбы конструктивно не встроены
в узлы. Трубопроводы системы регулирования собраны в оо-
новном сваркой, однако к узлам он и присоединяется с по-
мощью фланцев. В качестве прокладочного материала раз-
решается использовать только электроизоляционный картон
(толщиной до 0,3 мм на напорных и до 1 мм на сливных
маслопроводах) на шеллаке, при этом следует обратить
внимание на нанесение шеллака минимальным слоем, чтобы
исключить продавливание его внутрь трубопроводов Примене-
ние паронита недопустимо Применению появляющихся в на-
стоящее время различных герметиков должна предшествовать
тщательная проверка влияния на них огнестойкого масла
и самих герметиков на свойства масла (изменение харак-
теристик деаэрации, деэмульсации и т. п.).
Прокачка масла по мжслосистеме турбины и генератора
предшествует включению в работу масляной системы. В мас-
лосистемах, общих для турбоагрегата и питательных насосов,
прокачка производится одновременно по всем маслопроводам
смазки. Прокачка выполняется сначала по временным обводам
подшипников, маслоохладителей, узлов регулирования и дру-
гим линиям, т. е с использованием схемы очистки масло-
проводов.
238
После этого обводы демонтируются и прокачка масла
проводится по проектной схеме маслоснабжения На все время
прокачки в работе находятся маслоочистительные установки.
Температура масла поддерживается на уровне 65—70е С Для
маслосистем, в которых отсутствует пусковой маслонасос,
подогрев масла производится в маслоохладителе путем прокач-
ки горячей водой с температурой до 60е. Периодически
производится чистка сеток бака. При проведении прокачки через
подшипники либо практикуется разворот вкладышей на 15—20е,
рибо верхние половины вкладышей демонтируются, а «развал»
нижних вкладышей забивается киперной лентой. Такая схема
предпочтительнее и широко применяется в настоящее время.
Г лава двенадцатая
НАЛАДКА И ЭКСПЛУАТАЦИЯ СИСТЕМ
РЕГУЛИРОВАНИЯ И ЗАЩИТЫ
12 1 РЕВИЗИЯ УЗЛОВ И ОПРОБОВАНИЕ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Все узлы системы регулирования при монтаже должны
пройти ревизию для удаления консервирующей смазки, которая
может существенно испортить заливаемое огнестойкое масло.
При ревизии следует проверить чистоту всех дроссельных
устройств и фильтров. В системе регулирования много однотип-
ных узлов и деталей. Следует позаботиться, чтобы их не
переставить с одного узла на другой, так как это приведет
к изменению настройки. Все настроечные элементы должны
быть собраны по имеющимся контрольным штифтам Для
хранения узлов на время до полугода допускается смазывать
поверхности золотников и букс тонким слоем минерального
|урбинного масла, хотя смазка огнестойким маслом предпоч-
тительнее. При сборке сервомоторов в соединении с клапанами
следует обратить внимание на то, чтобы при закрытом клапане
имелся требуемый по чертежу запас хода сервомотора на
закрытие. Везде, где это предусмотрено, следует устанавливать
чехлы из парусины, предотвращающие загрязнение выступа-
ющих частей штоков и подвижных букс.
Бак, как правило, предохраняется от коррозии с помощью
ингибиторов Следует проверить отсутствие коррозии из-за
нарушения герметичности бака в процессе хранения В применя-
емой арматуре должны быть заменены сальники, имеющие
жировую пропитку, растворяющуюся в огнестойком масле.
Все полости, омываемые маслом, не должны быть окрашены.
239
Для уменьшения присоса механических примесей трубо-
провод дренажа из колонки регулирования выполнен через
гидрозатвор высотой 300 мм, куда следует залить масло. На
сливном трубопроводе из коробки регулирования, если сливной
коллектор расположен низко, также должен быть гидрозатвор
(рис 12.1) для исключения большого разрежения, создаваемого
сливающимся маслом
Закачка рабочей порции масла в бак должна производиться
только через фильтр тонкой очистки Чтобы избежать потерь
масла, нужно убедиться в т ом, что все дренажные вентили на баке
и трубах закрыты Заполнение трубопроводов производя!
включением штатного насоса с постепенным повышением
давления с помощью задвижек на нагнетании и на линии
рециркуляции. После опробования системы нормальным давлени-
ем производят ее гидравлическое испытание Пробное давление
при испытании 8,5 —9,5 МПа В турбинах К-300-240-1 для
гидроиспытания используется винтовой насос МВН-300-320,
подключаемый к чистому отсеку бака. Электродвигатель насоса на
3000 мин 1 должен иметь мощность 75 кВт Производительность
насоса около 4 л/с, что достаточно для проведения испытаний
Испытание проводят, включая вначале насос системы регулирова-
ния, затем открывают вентиль рециркуляции, чтобы уменьшить
давление до 3,5 МПа, открывают все сервомоторы и включают
винтовой насос Закрывая вентиль рециркуляции, повышают
давление до 9 МПа и выдерживают систему 10—15 мин.
В турбинах последующих типов трубопроводы и насосы
регулирования выполнены так, что возможна последовательная
работа двух насосов. В результате, на нагнетании второго
насоса создается давление, равное двойному рабочему Гид-
роиспытание проводят при полностью открытых сервомоторах.
Чтобы избежать увеличения напряжений в штоках тех клапанов,
верхний упор которых расположен в клапане, а не в сер-
вомоторе (стопорные клапаны ЦВД и ЦСД, регулирующие
клапаны ЦСД и, частично ЦВД), следует отвингить гайки
на тягах сервомоторов Нужно также снять все манометры
(во избежание их поломки), кроме специально устанавливаемого
манометра на 16 МПа, по которому ведут испытание. Через
предохранительные клапаны, установленные в поршнях неко-
торых сервомоторов и настроенные на давление 6 МПа, будет
происходить большой слив масла Поэтому такие сервомоторы
при гидроиспытании нужно прикрыть механизмом расхажива-
ния па 10—15 мм ниже положения полного открытия.
Опыт освоения турбин СКД показал, что проведение
промывки, гидро испытания и наладки на минеральном масле
с последующим переходом на ОМТИ приводит только к удли-
нению сроков наладки и дополнительным потерям огнестойкого
масла. Сложность операции по переходу с минерального масла
240
Рис. 12.1. Гидрозатвор на сливной
трубе из коробки регулирования
Рис 12.2. Динамика изменения пере-
пада давления Др на фильтре тонкой
очистки при пуске системы после
монтажа
1—6—смены филыруюкцей ткани 7—до-
пускаемый перепад па фильтре
на огнестойкое заключается в необходимости тщательной
очистки системы от минерального масла. Его присутствие
даже в незначительных количествах (более 0,2%, что составляет
около 10 кг на всю систему) снижает огнестойкость и ухудшает
деаэрационные и деэмульсионные свойства огнестойкого масла.
Очистить промывочную порцию огнестойкого масла от ми-
нерального в условиях станции невозможно, и ее нельзя
использовать для доливок. Поэтому все операции по промывке
и опробованию системы регулирования дочжны выполняться
только на огнестойком масле.
После пуска системы следует отрегулировать разрежение
в узлах регулирования, которое не должно быть больше
10—15 мм вод ст. При большем разрежении ускоряется загряз-
нение масла из-за усиленного присоса запыленного воздуха
На всасывании каждого эксгаустера бака регулирования следует
установить шайбу с диаметром отверстия примерно 60 мм.
Разрежение в узлах нужно проконтролировать с помощью
U-образного дифманометра. Нужно также постоянно следить
за фильтром тонкой очистки и менять ткань при повышении
давления в фильтре до 0,15 МПа. На рис. 12 2 показаны
динамика засорения фильтра и количество смен фильтрующей
ткани после пуска системы в эксплуатацию на одном из
блоков 800 МВт.
12 2 ИСПЫТАНИЯ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ НА ОСТАНОВЛЕННОЙ
ТУРБИНЕ
Система регулирования проходит на заводе тщательные
испытания, после чего настроечные элементы подрезаются
в размер и штифтуются Результаты заводской наладки
16 Заказ 1948	241
заносятся в виде характеристик и графиков в «программу
и методику испытаний» (ПМ), включенную в паспорт каждой
турбины. Там же указываются допуски на снимаемые харак-
теристики.
Испытания на ТЭС производятся для того, чтобы проверит},
правильность сборки после монтажа или ремонта или чтобы
обнаружить отклонения от исходных характеристик, которые
возникли в результате эксплуатации. Испытания на останов-
ленной турбине проводят согласно ПМ при температуре масла
50 + 5° С. При работе турбины на ВПУ в систему регулирования
могут вноситься небольшие периодические возмущения, вызван-
ные некоторой расцентровкой, возникшей при сборке регуля-
тора частоты вращения. Поэтому при проведении тщательных
испытаний ВПУ должно быть отключено Давления в линиях
управления подвижной буксой промежуточного золотника и се-
рвомоторами регулирующих клапанов замеряют образцовыми
манометрами класса 0,6, остальные давления—манометрами
класса 1,5. Перемещения буксы промежуточного золотника,
золотника управления и следящего золотника регунятора
частоты вращения замеряют часовыми индикаторами.
Особенности основных характеристик систем регулирования
рассматриваются ниже на примере турбины К-800-240-5.
Характеристика I (рис. 12.3). Снимается перемещением зо-
лотника управления от нулевого положения и обратно при
отключенном ЭГП. Давление взвода золотников автомата
безопасности рвз при ходе золотника управления 0—2 мм для
некоторых турбин неоднозначно. В этом диапазоне подача
масла в линию взвода не производится, но из-за взведения
Рис 12 3 Характеристика I
Л, у—перемещение золотника управ-
ления от левого упора, Ле11.а—пере-
мещение буксы промежуточного зо-
лотника, давления: /?„,—в линии
взвода золотников автомата безопа-
сности р„—в линии к стопорным
клапанам, ру-—управляющее* />3.рч —
в линии золотника регулятора ча-
стоты вращения
242
золотников отсутствует и слив масла через шайбы диаметром
4 мм в их крышках (см рис. 8 14) Поэтому давление зависит
от соотношения протечек, которое может меняться. В турбинах
последних типов в этой линии для определенности введен
слив масла при положении золотника управления вблизи нуля
В турбинах К-300-240-1 в диапазоне 0—2 мм давление в Линии
взвода повышается до напорного Важно, что после перемеще-
ния золотника управления более 3 мм золотники автомата
безопасности взведены и защита турбины готова к работе
Вид кривой рск определяет порядок открытия стопорных
клапанов. Смещение кривых рск и рт может быть следствием
смещения упора золотника управления Более пологая ха-
рактеристика рск может быть свидетельством течи из линии
управления стопорными клапанами внутри коробки регу-
лирования.
Давление рзр, если подвижная букса промежуточного золот-
ника не на упоре, всегда составляет примерно половину от
напорного. Нечувствительность (разность давлений рзр при
прямом и обратном ходе буксы) характеризует силы трения
в буксе и должна быть менее 0,02 МПа. Лучше всего определять
нечувствительность, перемещая буксу около выбранной точки
вверх и вниз. Нечувствительность более 0,05 МПа свидетель-
сгвует о большом трении. Как правило, эта нечувствительность
вызвана большим количеством механических примесей в масле
и имеет в этом случае «застойный» характер. Для заноса
зазоров золотников требуется несколько минут. Но повышенное
трение особенно в промежуточном золотнике (см. рис. 8.1),
может быть вызвано перекосом или деформацией деталей,
в чае i пости, нижней крышки, которую следует перецентровать.
Угол наклона характеристики перемещения подвижной буксы
определяется шириной окон подвижной буксы промежуточного
золотника и буксы золотника регулятора частоты вращения.
Засорение впускных окон в подвижной буксе (или засорение
фильтра, рис. 8 8) увеличивает крутизну характеристики, засоре-
ние сливных окон буксы золотника регулятора —уменьшает
крутизну. Скачок буксы промежуточного золотника при отрыве
ее от нижнего упора не должен вызывать скачкообразное
повышение управляющего давления ру более чем на 0,5 МПа.
Сервомоторы стопорных клапанов должны полностью от-
крыться раньше, чем начнут открываться сервомоторы регу-
лирующих клапанов. Необходимое для этого смещение хода
буксы промежуточного золотника при перемещении золотника
управления достигается изменением длины стяжки на верхнем
шарнире рычага блока золотников регулятора частоты враще-
ния (шаг резьбы 1 мм).
Крутизна характеристики ру определяет неравномерность
регулирования, а излом характеристики—нагрузку, ниже
243
которой неравномерность увеличена вдвое. В промежуточном
золотнике (см. рис. 8.1) изменение крутизны и положения
точки излома производится перемещением точки опоры
его рычага обратной связи и переходом опоры с одного
ролика на другой. В промежуточном золотнике, показанном
на рис. 8 .8, крутизну настраивают, также перемещая точку
опоры рычага, а излом определяется моментом вступления
в работу второй пружины под поршнем золотника. Ха-
рактеристика ру относительно хода буксы промежуточного
золотника должна быть расположена так, чтобы по обе
стороны ее рабочего хода были запасы (в сторону на-
гружения—не менее 1,5 мм от положения при максимальном
ру). Сместить характеристику можно перемещением золотника
внутри подвижной буксы промежуточного золотника от-
носительно серьги, к которой он подвешен (шаг резьбы
1 мм). Достаточный запас в сторону нагружения должен
быть обеспечен для разгона турбины при испытании бойков
автомата безопасности. При разгоне до частоты 3360 мин-1
регулятор частоты вращения переместится на 11 мм, для
его компенсации понадобится перемещение золотника упра-
вления на 22 мм, что надо учитывать, оценивая результаты
настройки Ру. При неудачном сочетании смещения хара-
ктеристик регулятора частоты вращения, его золотников
и промежуточного золотника максимального хода золотника
управления может не хватить для испытания бойков при
низких параметрах пара. В этом случае нужно увеличить
его ход путем подрезки его упорного заплечика или
сдвинуть характеристику в сторону меньших значений хода.
Характеристика II (рис. 12.4). Зависимость хода сервомо-
торов регулирующих клапанов Л,- от управляющего давления
Ру следует снимать, изменяя ру от нуля до 4 МПа посредством
золотника управления, а еще лучше—с помощью ограничителя
мощности, выставив золотник управления на верхний упор.
Предварительно нужно убедиться, что указатели положения
сервомоторов при закрытых клапанах показывают нули по
шкале, маховички механизмов расхаживания повернуты до
упора в направлении «Открыто» и что у закрытого сервомотора
имеется запас хода до упора в днище корпуса. (Для проверки
запаса нужно снять подковки или кольца между тягой
//,ММ
80 -
40 -
0
0,4 0,8 1,2 1,6 2,0 2,4 2,8
Рис |2 4. Зависимости перемещений
сервомоторов от управляющего дав-
ления
/-—сбросных клапанов, 2—регулирующих
клапанов ЦСД, 3—регулирующих клана
нов № 1 и 2 ЦВД; 4—регулирующего
клапана № 3 ЦВД, 5—регулирующего кла-
пана № 4 ЦВД
244
и траверсой и убедиться, что поршень переместился по шкале
вниз на величину, указанную в чертеже—5—15 мм.) Сместить
характеристику сервомотора по ру можно изменением натяга
нижних пружин золотника сервомотора. Контрольной точкой,
по которой производится настройка этого натяга, обычно
является точка начала подъема основной чаши клапана (если
клапан разгружен). Форма характеристики определяется про-
филем кулачка обратной связи. Точку перегиба можно изменить
смещением кулачка, на ряде сервомоторов для этого пред-
усмотрен талреп на рычагах, соединяющих верхнюю траверсу
с кулачком. Отклонение опытных кривых от расчетных должно
быть не более 10%, нечувствительность не более 0,03 МПа.
Нечувствительность сервомоторов по ру можно также
оценить по значению ползания сервомотора, поскольку в приня-
той конструкции эти ползания обусловлены трением между
золотником и подвижной буксой сервомотора. Чтобы ак-
тивизировать проявления ползания, можно постучать по трубе,
подводящей ру к данному сервомотору. Для оценки нечувст-
вительное™ нужно величину ползания перевести в изменение
давления ру в соответствии с характеристикой на рис. 12.4
для того участка хода сервомотора, на котором проводилось
испытание. Повышенная нечувствительность поршня сервомо-
тора обычно не отражается на рис. 12.4, так как сервомоторы
регулирующих клапанов имеют «жесткую» отсечную систему
(см § 8.3). Однако изменение давления под поршнем на
1—1,5 МПа при переходе на малый поршень на характери ке
достаточно заметно
Характеристика III (рис. 12.5) Изменяя управляющее да-
вление к золотникам сервомоторов стопорных клапанов
рск, снимают зависимость от него положения сервомоторов.
МПа!	Wffa
Рис. 12.5 Зависимости ходов сер-
вомоторов ЦВД (/) и ЦСД (2) от
управляющего давления к их зо-
лотинкам
Рис 12.6. Зависимость давления
под поршнями сервомоторов регу-
лирующих клапанов № I (7)
и № 2 (2) от хода поршней
245
Одновременное открытие сервомоторов не приводит к за-
метному падению давления, так как подвод масла к поршням
ограничен шайбами диаметром 4—5 мм. Перекрыши в зо-
лотниках сервомоторов стопорных клапанов обычно больше,
и нечувствительность поршня влияет на нечувствительность
сервомотора по рск. Допуски на вид характеристик Ш
такие же, как и характеристики I.
Характеристика IV (рис. 12.6). Зависимость давления под
поршнем от хода сервомотора стопорного или регулирующего
клапана определяют, одновременно записывая ее при движении
сервомотора вверх и вниз. При наличии механизмов рас-
хаживания ее лучше снимать с их помощью. После окончания
испытания манометры с трубками следует снять и поставить
пробки. В эксплуатации уровень нечувствительности может
быть допущен в 1,5 раза выше указанного в ПМ для вновь
изготовленных узлов и составлять до 10% давления. Особо
следует обратить внимание на настройку тарельчатых пружин
в сервомоторах стопорных клапанов ЦВД и регулирующих
клапанов № 1,2 турбин К-300-240-1. Их неправильная настройка
может привести к обрыву штока при длительной эксплуатации
из-за повышенных напряжений. Давление под поршнем пол-
ностью открытого сервомотора не должно отличаться от
напорного более чем на 0,3 МПа. Большее отличие указывает
на значительные протечки в сервомоторе.
Характеристики V и V,fl (рис. 12.7). Снимаются изменением
тока электромеханического преобразователя. Вид характеристи-
ки ру по току I определяется характеристикой промежуточного
Рис. 12.7. Зависимость управляющего давления ру от тока ЭМП и зависимость
перемещения буксы промежуточного золотника Ас от перемещения буксы
золотника № 2 ЭГП (характеристики’ F(a) и И (б):
I—отсечное положение, И—разгружеиие турбины; JH—отсечное положение золотника
№ 2 ЭГП
246
io потника. Ход ЭМП измеряют, устанавливая индикатор не
пл ЭМП, а на следящий золотник ЭГП (на первый золотник
I при двухзолотниковом ЭГП), так как трение в индикаторе
। может сказаться на нечувствительности ЭМП. Нечувствитель-
ной ь ру по току составляет не более 5 мА. Положение
В ныходного золотника ЭГП при пулевом токе ЭМП следует
I о । регулировать так, чтобы включение и отключение ЭГП
 с помощью крана (или задвижек в первых конструкциях) не
 приводило к изменению ру более чем на 0,05—0,1 МПа.
1 (лстройку следует производить с помощью микрометрического
 винта ЭМП (при исчерпании его возможностей — изменением
 положения маслоотбойника ЭМП). При повышении темпера-
|—। |уры масла протечки в отсечных заплечиках выходного
юлотника ЭГП заметно (меняются. Чтобы при эксплуатации
J не возникали ситуации, когда невозможно повысить давление
до максимальною значения, настройку нужно вести при
I (емпературе масла 60 1 С
Следует проверить крутизну зависимости перемещения по-
 движной буксы промежуточного золотника от хода выходного
 -юлотника ЭГП вблизи среднего положения (характеристика
V,n) Наличие отрицательного перекрытия в золотнике (запле-
I чик золотника короче окна в буксе ЭГП) приводит к тому,
чго вблизи среднего положения золотник ЭГП более сильно
I меняет расход масла, управляющий положением буксы про-
межуточного золотника, так как одновременно воздействует
па впуск и на слив масла. Это недопустимо, поскольку может
привести к качанию системы регулирования при работе ЭЧСР.
Значение положительного перекрытия должно быть таким,
I чтобы на участке Б крутизна характеристики была не более
I чем в 1,5 раза меньше, чем на участках А и В
После выполнения настройки системы регулирования следу-
ет провести также другие проверки, указанные в паспорте
турбины, проверку работы ограничителя мощности, электро-
I магнитных выключателей, устройств подвода масла к бойкам
 регулятора безопасности и др Проверка работы блоков ЭЧСР
I производится согласно описанию ЭЧСР
12 3 ИСПЫТАНИЯ ПРОГИВОРАЗГОННОЙ ЗАЩИТЫ ТУРБИНЫ
Объем и сроки испытаний. Заводскими инструкциями пред-
усмотрены регулярные испытания во время эксплуатации
элементов и устройств, обеспечивающих противоразгонную
надежность турбины
1 раз в 8—12 мес проводится проверка плотности регулиру-
ющих и стопорных клапанов турбины,
1 раз в 4—6 мес производятся проверка настройки автомата
безопасности повышением частоты вращения с отключением
247
генератора от сети и испытание электромагнитных выключа-
телей турбины и действующих на них защит с посадкой
стопорных и регулирующих клапанов;
ежемесячно при работе под нагрузкой предусматриваются
проверка работы автомата безопасности наливом масла и рас-
хаживание сервомоторов стопорных клапанов на полный ход
там, где это предусмотрено;
ежедневно при работе под нагрузкой производится рас-
хаживание сервомоторов стопорных клапанов ЦВД и ЦСД
и регулирующих клапанов ЦСД на ч >стъ хода
Испытания проводятся в соответствии с инструкциями
завода. Некоторые пояснения к ним излагаются ниже.
Проверка плотности клапанов. С точки зрения противораз-
гонной надежности турбины регулирующие и стопорные кла-
паны можно считать плотными, если при номинальных
параметрах пара перед ними они пропускают в закрытом
положении не более 10—15% пара от расхода холостого
хода турбины, определить который из-за его малости невоз-
можно. Поэтому в качестве критерия плотности принято
использовать частоту вращения ротора турбины Если на
холостом ходу при номинальных начальных параметрах пара
и давлении в конденсаторе закрыть какую-го группу клапанов
ЦВД (например, регулирующих), то но сравнению фактической
кривой выбега с эталонной кривой можно сделать вывод
о плотности клапанов (при увеличении времени выбега на
10% неплотность составляет примерно 10% расхода холостого
хода)
Помимо неточностей, связанных с замерами и различием
вакуума и других параметров, такой метод*.*. ” * ---------
СКД стало невозможно пользоваться из-за того, что все
пуски и остановы производятся при скользящем начальном
давлении пара Поэтому для данного случая была разработана
новая методика. Плотность оценивается по частоте вращения
п, которая устанавливается при давлении р перед закрытыми
и испытуемыми клапанами ЦВД и которая должна быть
меньше допускаемой для данного давления часто гы вращения
пл=пкр!р*, где допустимая частота вращения при номи-
нальном давлении р=рн, равная 700 мин
При и<ид протечки через клапаны ЦВД при открытых
клапанах ЦСД и закрытых сбросных клапанах выработают
в турбине при 3000 мин 1 и р=рн мощность, не превышающую
10—15% мощности холостого хода. Рекомендуется не про-
водить испытания при р<0,Зрн, так как при этом
лд<210 мин-1, что близко к частоте вращения, устанавлива-
ющейся на турбине, например, из-за сброса пара через БРОУ,
и условие n<nR окажется невыполненным даже при достаточно
плотных клапанах. Плотность клапанов ЦВД оценивается при
248
открытых клапанах ЦСД, чтобы исключить возможность
длительной работы на холостом ходу после сброса нагрузки
с повышенным давлением за ЦВД
Оцененная по данной методике неплотность клапанов ЦВД
турбин К-300-240 в эксплуатационном состоянии не превышала
0,2% номинального расхода при номинальном давлении пара.
Аналогичным образом проверяется плотность клапанов ЦСД
при всех закрытых клапанах ЦВД Однако на некоторых
энергоблоках возникают трудности, связанные с невозмож-
ностью создания в тракте промперегрева давления рп>0,Зрпн,
где рпн — номинальное давление промперегрева, из-за исключе-
ния из схемы пусковой РОУ, подававшей перед пуском свежий
пар для прогрева трубопроводов промперегрева В этом случае
можно рекомендовать создать давление в тракте промперегрева
пропуском пара через ЦВД таким образом, чтобы перепад
давления на ЦВД отсутствовал Оценку плотности клапанов
ЦСД можно вести гакже без специальной подачи пара
в промперегрев, выводя турбину подачей пара через клапаны
ЦВД на 700 мин ’1 при закрытых сбросных клапанах и за-
крывая последовательно испытуемую группу клапанов ЦСД.
По повышению давления в промпере! реве можно судить
о плотности клапанов ЦСД. Если в данных условиях давление
устанавливается выше 1,1 МПа, испытуемые клапаны ЦСД
следует считать плотными Однако эта методика пока не
прошла достаточной эксплуатационной проверки
В некоторых турбинах при повышении давления в тракте
промперегрева пар может поступать в турбину (ЦСД или
ЦНД) помимо стопорных и регулирующих клапанов ЦСД,
паиримср из системы уплотнений ротора ЦВД в трубопровод
отбора пара к деаэратору. В этом случае следует считать,
что проверяется плотность сразу двух линий подвода пара
к турбине и допустимая неплотность должна быть в 2 раза
больше. В частности, при оценке плотности следует считать
в этом случае «=1300 мин"1
Проверка настройки автомата безопасности. При проверке
настройки автомата безопасности повышают частоту вращения
в темпе 1% за 2—8 с (свыше 3100 мин 1 повышение следует
вести непрерывно так, чтобы общее время одного испытания
от 3000 до 3360 мин-1 не превышало 1,5 мин) до срабатывания
одного из бойков. После этого сработавший боек отключают
от системы (способом, указанным для конкретного типа
турбины) и повторяют испытание до срабатывания второго
бойка При этом не допускается повышение частоты вращения
сверх 3360 мин 1 При необходимости изменения настройки
ее нужно производить таким образом, чтобы не изменять
очередность срабатывания бойков, так как сработавший боек
меняет вибрационный фон автомата. Для определенности
249
следует выполнять настройку таким образом, чтобы сначала
срабатывал боек № 1, а затем №2 При изменении натяжения
пружин бойка, а также перед проведением испытания бойка
повышением частоты вращения рекомендуется вначале выбил
боек маслом и начинать разгон спустя несколько минут после
прекращения подачи масла. При таких условиях при изменении
настройки бойка следует считать, что изменение положения
нажимной гайки бойка на 10° приводит к изменению настройки
на 35 мин 1
При каждом испытании следует фиксировать также частоты
вращения, при которых происходит срабатывание бойка при
подаче масла, а также обратная посадка бойка. Для нормаль
кого бойка при выбивании при « = 3330 — 3360 мин-1 частота
вращения выбивания при подаче масла составляет
«2 = 2900 мин1 (с учетом плотности огнестойкого масла)
и обратной посадки «3 = ЗО6О —3080 мин-1. Знание этих значе-
ний для каждого бойка позволит более точно выполнял
настройку бойка при меньшем числе разгонов ротора Накол
ление таких данных даст результат только в случае применения
прецизионных способов фиксации «2, и3 с помощью
цифровых тахометров. Однако существенно увеличить срок
между испытаниями бойков разгоном на всех турбинах и судить
о настройке только по частоте срабатывания бойка п.
при подаче масла пока нет оснований Практика показала,
что на соотношение этих значений влияют изменение вибрации
корпуса, автомата, износ бойка и имеющихся опытных данных
недостаточно.
В процессе испытаний бойков разгоном имеются режимы
когда повышение частоты вращения ведется с отключением
части элементов защиты, а работоспособность оставшихся
в работе элементов подвергается проверке. Поэтому требуется
повышенное внимание персонала, наблюдение за темпом
повышения частоты вращения по быстродействующему анало-
говому тахометру, так как применяемые цифровые тахометры
могут иметь время счета 1,5—2 с. Должны быть также приняты
меры к ограничению возможного подвода пара к турбине
в случае аварийного открытия клапанов турбины во время
испытаний. Эти меры зависят от тепловой схемы и способов
пуска энергоблока При наличии байпаса ГПЗ и пусков на
высоком давлении свежего пара следует перед испытанием
разгоном установить при 3000 мин 1 такой перепад давлений на
байпасе ГПЗ, чтобы при аварийном открытии клапанов турбины
через него не мог пройти расход больше, чем необходимо для
повышения угловой скорости до 3360—3600 мин-1. На рис. 12 8
дан график для выбора такого перепада в зависимости от
исходного давления. При давлении перед ГПЗ 16 МПа перепад
составляет 3 МПа, при давлении 8 МПа 1,5 МПа.
250
I’нс 12.8- Зависимость перепада на
Лншасе ГПЗ при щ =3000 об/мин
•и начального давления перед бай-
нпсом р0, при которой ограничива-
< 1ся аварийное возрастание часто-
1ы вращения п2 до 3360
и 3600 об/мин (w2/«i —1J2 и 1,2)
|При низком давлении свежего пара пропускной способности
пайпаса ГПЗ может не хватить для разгона турбины, а на
| ряде турбин байпас ГПЗ вообще отсутствует и ГПЗ перед
I пуском открывается полностью. В этом случае рекомендуется
J выбирать такое исходное давление перед клапанами турбины
при 3000 мин-1 и полном открытии БРОУ, чтобы при
повышении частоты и том же открытии БРОУ и соответст-
вующем падении давления свежего пара клапаны турбины
I оказались бы полностью открытыми при 3360- 3600 мин-1.
_)ю давление составляет 2— 2,5 МПа.
В процессе разгона нельзя менять положение клапанов
БРОУ и степень открытия байпаса.
Испытание стопорных клапанов под нагрузкой. Возможность
поочередного испытания каждого из стопорных клапанов под
погрузкой полным закрытием способст вует обеспечению надежно-
сги противоразгонной защиты турбины. Однако для его
| обеспечения требуется выпопыение перемычек на паропроводах до
к лапана и после него, обеспечивающих при закрытии одного из
 (1 опорных клапанов малое изменение нагрузки турбины и расхо-
дов пара по подводящим паропроводам. Клапаны ЦСД имеют
перемычку только до клапана, так как входной патрубок ЦСД
траст роль второй перемычки. С учетом выполненных перемы-
чек стопорные клапаны ЦВД турбины К-300-240-1 можно
I расхаживать на полный ход при нагрузках ниже 200 МВт,
i шпорные и регулирующие клапаны ЦСД на большом числе
। Урбин К-300-240-1—при всех нагрузках, по крайней мере при
ндгрузках ниже 250 МВт При этом, если в процессе испытаний
по шикнут какие-то трудности с недостатком усилий сервомото-
ров стопорных клапанов ЦСД на открытие клапана, следует
ы крыть соо'пзетствующий регулирующий клапан ЦСД, затем
 о I крыть стопорный клапан ЦСД, а потом регулирующий. Однако
уже в турбинах К-300-240-1 ряда электростанций полнопроходные
перемычки на паропроводах горячего промперегрева не сделаны.
251
На турбинах большей мощности такие испытания стали
еще более затруднительными. Блочное выполнение клапанов
ЦВД без перемычек за стопорными клапанами имеет опре
I деленные преимущества: исчезает вредный дополнительный
| объем пара между стопорными и регулирующими клапанами,
уменьшается жесткость паропроводов высокого давления, что
| позволяет выполнить блоки «плавающими» и в 1,5-—2 раза
। уменьшить объем пара между клапанами и ЦВД, уменьшается
I вероятность отказа системы парораспределения, так как отказ
I в закрытии стопорного и регулирующего клапанов разнр-
' именных блоков не приводит к аварии.
Вместе с тем при закрытии стопорного клапана во время
испытания происходит значительное снижение мощности, и что-
бы его избежать, надо существенно усложнить процедуру
испытания, больше открывая регулирующие клапаны другого
блока клапанов с помощью механизма управления турбиной
(вручную или автоматически с помощью регулятора давления
свежего пара «до себя»), для возможности чего требуется
при сопловом парораспределении снижение исходной нагрузки
перед испытанием до 60 70% До такого значения требуется
снижение нагрузки и для проведения испытаний клапанов
ЦСД, чтобы при ограниченном сечении перемычек на горячем
промперегреве не вызвать срабатывания предохранительных
клапанов промперегрева. Все это затрудняет возможность
частого проведения таких испытаний, и поэтому в ряде типов
турбин (К-800-240-3, К-800-240-5 и др) пришлось ограничиться
проверкой полного закрытия клапанов только 1 раз в 4 мес.
во время проведения испытания защит турбины.
При этом особенно возрастает роль регулярных (как
правило, ежедневных) проверок подвижности стопорных кла-
панов перемещением их на часть хода, причем перемещение
сервомотора должно быть максимальным (на 30—40%), как
это указано в инструкциях, во всяком случае перемещение
сервомотора должно значительно превышать ход разгрузочного
клапана, чтобы проверить подвижность и штока, и основной
чаши клапана.
12 4. СТАТИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Особенности статических характеристик турбин СКД. Ста-
тической характеристикой системы регулирования турбины
называют зависимость мощности турбины от частоты враще-
ния при постоянных параметрах пара до и после турбины.
Вид этой зависимости определяется общей степенью нерав-
номерности 5, местной степенью неравномерности SM да
различных участках, степенью нечувствительности а (рис. 12.9).
Снять статическую характеристику при параллельной работе
252
Put 12 9 Параметры статической ха-
рактеристики турбины
I Урбины на энергосистему практически невозможно, так как
ч ,|с гота сети изменяется незначительно. Поэтому статическую
характеристику системы регулирования, осуществляющей про-
порциональное регулирование часто! ы вращения, строю на
основе характеристики холостого хода и нагрузочной харак-
иристики. Первая из них дает зависимость между частотой
вращения и положением главного сервомотора при неизменном
положении механизма управления турбиной (МУТ) и произ-
вольных параметрах пара, вторая—меж,- эщностью турбины
и положением главного сервомотора при постоянных парамет-
рах пара до и после турбины Вообще, правильнее принимать
в качестве промежуточного элемента не главный сервомотор,
i какой-либо промежуточный усилитель, так как связь между
частотой вращения и перемещением сервомотора принципиаль-
но может изменяться в зависимости от разницы нагрузок на
сервомотор при номинальном и частичном давлении пара
перед клапанами турбины. В системах регулирования турбин
ЛМЗ, как уже указывалось, это влияние несущественно. Однако
в турбинах СКД нет одного главного сервомотора, поэтому
в качестве такого промежуточного элемента принимают упра-
вляющее давление ру к золотникам сервомоторов регулиру-
ющих клапанов, играющее роль эквивалентного сервомотора.
Важной особенностью систем регулирования турбин ЛМЗ
является независимость вида статической характеристики от
исходной частоты вращения, так как характеристика регулятора
члстоты вращения турбины в диапазоне « = 2900—3200 мин-1
практически линейная и зависимость между положением ре-
гулятора частоты и давлением ру также линейная в диапазоне
нагрузок выше 15%. При нагрузках ниже 15% степень
неравномерности увеличивается вдвое в целях обеспечения
устойчивости на холостом ходу, в том числе после сброса
нагрузки, когда регулирование частоты вращения осуществ-
шется регулирующими клапанами ЦСД при давлении в пром-
нерегреве, близком к номинальному. Таким образом, от-
клонение от линейности статической характеристики при нагруз-
ке выше 15% целиком определяется видом нагрузочной
характеристики турбины.
253
Рис 1210 Зависимость положения се-
рвомоторов регулирующих клапанов
(№ 1 — 4) от управляющего давления
теоретическая (штриховые линии), расчет
пая (сплошные)
Отклонения в форме нагрузочной характеристики от линей-
ной могут быть связаны с ошибками в принятых расходных
характеристиках клапанов Однако в настоящее время довольно
широко развиты мегоды моделирования процессов истечения
пара в клапанах, позволяющие правильно определить требу-
емую теоретическую зависимость положения сервомоторов
регулирующих клапанов от управляющего давления р (для
примера вид такой зависимости для турбины К-ЗОи-240-З
показан на рис 12 10 штриховыми линиями), определяющую
линейность нагрузочной характеристики Но незначительные
отклонения в форме этой зависимости от теоретической (более
ранний излом характеристик сервомоторов № 1, 2, 3, более
раннее начало открытия сервомоторов № 3, 4) могут в 3—5
раз увеличить крутизну зависимости изменения мощности от
р и вызвать автоколебания при применении быстродейству-
ющих регуляторов мощности и скачок мощности при дистан-
ционном управлении турбиной В связи с этим при проек
тировании систем регулирования допускается искусственное
отступление расчетных зависимостей (сплошные линии на
рис. 12.10) от указанных -теоретических, с тем чтобы небольшие
отклонения реальных кривых от расчетных не приводили
к подобным явлениям.
Такой подход к выбору расчетных зависимостей регулиру-
ющих клапанов от управляющего давления полезен также
при расчете режимов работы турбин на скользящем давлении
свежего пара. При работе на скользящем давлении пара
несколько более позднее вступление в работу клапанов № 3
и 4 позволяет повысить экономичность при работе на двух
или трех группах сопл и уменьшить требование к точности
поддержания заданного значения ру при этом. Естественно,
что при увеличении местной неравномерности несколько уве-
личится выброс регулируемых параметров системы регулирова-
ния мощности, несколько ухудшится первичное регулирование,
но это несущественно, так как происходит только в узких
диапазонах изменения мощности или частоты. Критерием
допустимого отклонения от линейности формы зависимости
мощности от ру могут являться рекомендации, согласно
которым в диапазоне последних 10% мощности, регулируемой
данной группой сопл, допустимо увеличение местной степени
254
неравномерности в 3 раза по сравнению со средней, т е. до
12%. На рис. 12.11 показана расчетная статическая харак-
(сристика, соответствующая расчетному выполнению настройки
парораспределения на рис. 12.10 и постоянному давлению
свежего пара. При работе на скользящем начальном давлении
шачение мощности при данном ру уменьшается пропорци-
онально уменьшению давления свежего пара и соответственно
увеличивается степень неравномерности
Определение характеристики холостого хода. Характеристика
снимается с помощью байпаса ГПЗ После выведения турбины
на холостой ход при 3120 мин 1 открывают полностью
байпас и закрывают полностью ГПЗ. Далее, медленно закрывая
байпас, снижают давление пара перед турбиной так, чтобы
частота вращения ротора начала уменьшаться и система
регулирования, стремясь ее поддержать, начала открывать
сервомоторы. При последующем открытии байпаса частота
вращения вновь начнет повышаться. В ходе испытаний при
снижении и повышении частоты вращения производится ее
мшись (по цифровому тахометру или лабораторному ча-
стотомеру), а также давления ру (по манометру класса
0,6) и хода сервомотора № 1 по шкале. На рис. 12 12
показана характеристика холостого хода турбины К-300-240-3
255
Нечувствительность системы в целом следует определять
по характеристике «частота вращения —ход сервомотора»,
и она не должна превышать 0,2% частоты вращения.
При снятии характеристики основная трудность связана
с необходимостью обеспечения достаточно медленного (для
обеспечения точности) и глубокого изменения частоты враще-
ния. Чтобы обеспечить медленное снижение частоты вращения,
следует закрывать байпас до момента, когда давление 34
байпасом составит 60% давления до байпаса. При этом
возникает критический перепад давления, и при дальнейшем
закрытии байпаса открытие регулирующих клапанов турбины
не будет приводить к изменению расхода пара через турбину
Снижение частоты вращения станет неуправляемым и будет
происходить в темпе, определяемом торможением ротора за
счет разности между потерями мощности на холостом ходу
и гой мощностью, которую развивает в турбине критический
расход пара. Если байпасы ГПЗ отсутствуют, то изменение
давления пара перед клапанами турбины в широких пределах
затруднено и характеристику холостого хода в общем случае
можно снять только вращением регулятора частоты вращения
от специального двигателя, что вряд ли может быть широко
рекомендовано Однако при выполнении парораспределения
ЦВД в виде отдельных блоков (турбины К-800-240-3,
К-800-240-5, К-500-240-4 и др) определение характеристики
холостого хода может также быть выполнено весьма просто.
Для этого при выходе на холостой ход механизмами рас-
хаживания, имеющимися на каждом сервомоторе, закрывают
стопорный клапан одного блока и регулирующий клапан
другого блока. Изменяя механизмом расхаживания положение
оставшегося в работе клапана и тем самым частоту вращения
турбины, снимают зависимость между частотой вращения
и управляющим давлением pv.
Определение нагрузочной характеристики. Определение на-
грузочной характеристики проводится путем измерения мощ-
ности через каждые 5 10% при изменении управляющего
давления ру в процессе нагружения и разгружения турбины
при постоянных параметрах пара до и после турбины. Чтобы
исключить погрешности, вносимые нечувствительностью си-
стемы регулирования, испытание следует вести при постоянном
снижении или увеличении ру с помощью ограничителя мощ-
ности По условиям эксплуатации обычно не удается одно-
временно произвести замеры во всем диапазоне возможных
нагрузок. Поэтому приходится выполнять испытания в несколь-
ко приемов Дробление характеристики на участки снижает
точность испытания, в связи с чем нужно стремиться увеличить
протяженность каждого участка Если при этом окажется, что
значения мощности в крайних точках смежных участков
Т56
Рис 12 14 Снятие участка нагру-
зочной характеристики
Phl. 12 13
Построение нагрузочной ха
рактеристики
Гразличаются (это связано, например, с различиями в допол-
I иительных отборах), то построение единой нагрузочной харак-
юрисгики должно быть выполнено параллельным смещением
I Соответствующего участка по вертикали (вдоль оси мощности
рис. 12.13) до совмещения крайних точек смежных участков.
При этом следует сохранять неизменным положение участка,
полученного при испытании в зоне высоких нагрузок, а к нему
[ последовательно достроить участки с меньшей нагрузкой.
Определение нагрузочной характеристики довольно трудоем-
ко, так как требуется поддержание постоянства начальных
и конечных параметров пара при изменении нагрузки, а часто
и само изменение нагрузки не может быть просто выполнено,
а диктуется диспетчерским графиком. В этом случае весьма
I »>ффективным приемом построения нагрузочной характеристики
для энергоблоков, допускающих работу на скользящем началь-
ном давлении пара, является определение характеристики
«давление свежего пара—управляющее давление ру» при посто-
янном положении регулирующих органов котла и, тем самым,
постоянной нагрузке блока. Далее при каждом значении ру
производится пропорциональный пересчет мощности на но-
минальное давление свежего пара и строится нагрузочная
характеристика.
Такие испытания несложны, так как тепловая нагрузка
и отдаваемая электрическая мощность не изменяются (с
ючностыо до потерь при изменении дросселирования в кла-
панах). Еще более эффективен такой способ при определении
местного наклона нагрузочной характеристики.
На рис. 12.14 показан пример снятия таким образом участка
।iai рузочной характеристики.
17 Заказ 1948
257
По нагрузочной характеристике и характеристике холостого
хода можно построить статическую характеристику—завись
мость мощности от частоты вращения, из которой определи
ются общая неравномерность и местная неравномерное™
регулирования на отдельных участках.
При наличии в системе регулирования в составе ЭЧСР
регулятора мощности, осуществляющего пропорционально-ин
тегральный закон регулирования мощности и частоты вращения
(и их комбинации), окончательная статическая характеристика
определяется этим регулятором (выбор степени неравномер
ности и степени нечувствительности этого регулятора) неза
висимо от статической характеристики, определяемой ГЧСР
Однако и в этом случае определение указанных характеристик
ГЧСР является необходимым, так как выполнение их в опре-
деленных допусках гарантирует точность и устойчивость си
стем, осуществляющих пропорционально-интегральное регули-
рование определенных параметров с помощью клапанов тур-
бины через ГЧСР.
12 5 ДИНАМИЧЕСКИЕ ИСПЫТАНИЯ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Испытания на остановленной турбине. Динамические харак-
теристики описываемых систем регулирования, получаемые на
остановленной турбине, весьма близки к характеристикам под
нагрузкой. Это объясняется принимаемыми большими запасами
по усилию сервомоторов (как уже указывалось, коэффициент
запаса в самых «трудных» режимах составляет около двух,
а в обычных эксплуатационных режимах еще больше), а также
тем, что производительность насосов регулирования не зависит
от частоты вращения турбины, как это бывает, когда главный
масляный насос располагается на валу турбины и произ-
водительность пускового насоса существенно меньше главного
Отсюда вытекает вся важность периодического контроля
динамических характеристик на остановленной турбине.
Наиболее полные данные могут быть получены при ос-
циллографировании системы регулирования. В то же время
во многих случаях, в частности для периодического контроля
систем регулирования после ремонта или перед испытанием
на сброс нагрузки, достаточно пользоваться электронным
цифровым секундомером. Для запуска и останова секундомера
используются имеющиеся (или специально устанавливаемые)
концевые выключатели на электромагнитных выключателях
защиты, реле подачи тока на ЭМП и на сервомоторах
стопорных и регулирующих клапанов. В табл. 12.1 приведены
результаты осциллографирования защиты турбины при отсчете
времени с момента изменения давления дополнительной ( за-
щиты турбины К-800-240-5. Похожие результаты получаются
258
Таблица 12 1 Результаты осциллограф» рования стопорных,
регулирующих, сбросных и обратных клапанов турбины К-800-240-5
(Д'рВОМО горы	Собственное вре- мя закрытия, с	Время за- паздывания (опыгиое), с	Общее время закрытия, с	Открытие сервомо- тора, с
1 к № 1 ЦВД	0,17/0,2	0,15	0,32/0,35	122/0
1 К № 2 ЦВД	0,18/0,2	0,13	0.31/0.35	125/0
ГК № 1 ЦВД	0,09/0,15	0,07	0,16/0,3	83/0
ГК №2 ЦВД	0,09/0,15	0.07	0,16/0,3	67/0
ГК № 3 ЦВД	0,10/0,15	0,06	0.16/0.3	67/0
РК № 4 ЦВД	0,04/0,15	0,07	0,11/0,3	12/0
1 К № 1 ЦСД	0.13/0,15	0,1	0,23/0,35	110/0
« К № 2 ЦСД	0,13/0,15	0,1	0,23/0,35	109/0
ГК № 1 ЦСД	0,15/0,17	0,11	0,26/0,35	151/0
ГК №2 ЦСД	0,17/0,17	0,11	0,28/0,35	148/0
( <.К № 1	5,7/5	0,16	5,86/5	0/97
< ьК № 2	5,7/5	0,16	5.86/5	0/98
КОСМ 800	0,49/0,5	0,11	0,6/0,7	150/0
КОСМ 800-1	0.18/0,2	0,08	0,26/0,45	90/0
КОСМ 500-2	0,18/0,2	0,10	0,28/0,45	90/0
Примечание 1 В числителе опытные значения, в знаменателе расчетные Открытие
^рномотора в числителе до опыта, в знаменателе—после, время запаздывания дается
। I момента срабатывания дополнительной защиты
| 2. Сокращения СК стопорный клапан, РК— регулирующий клапан СбК—сбросной
Д^ыилн, КОСМ—клапан обратный с сервоприводом масляным
и для других типов турбин. При отсчете от момента подачи
н>ка на электромагнитные выключатели расчетное время
полного закрытия следует увеличить примерно на 0,15 с,
н соответствии с собственным временем движения электромаг-
|нитных выключателей. Аналогичные приведенным в табл. 12.1
характеристики получаются также при скачкообразном измене-
нии тока ЭМП на максимальное значение 1000 мА.
При подаче исчезающего импульса (интенсивностью 500 -
1000 мА, длительностью 0,05--0,3 с) получают импульсные
характеристики на остановленной турбине. По протеканию
импульсных характеристик можно судить о требуемой дли-
Г1сльности импульса для обеспечения задаваемых значений
и скорости прикрытия сервомоторов, а также о времени
набора мощности после ее снижения. При этом следует
обращать внимание только на время эффективного открытия
сервомоторов. Для сервомоторов регулирующих клапанов
I (СД это обычно 50%-ное открытие сервомотора. Для се-
рвомоторов регулирующих клапанов ЦВД удобно пользоваться
значением повышения управляющего давления ру под зо-
иотниками сервомоторов до значения, соответствующего 90%
исходного положения. Зная паровые объемы и импульсную
характеристику при токе 1000 мА и длительности импульса
0,3 с, легко определить ожидаемое динамическое повышение
259
частоты вращения ротора турбины при сбросе нагрузки
При подаче воздействия на электромагнит предварительной
защиты определяют как время закрытия сервомоторов, которое
близко к тому, что получают при срабатывании элект
ромагнитных выключателей турбины, так и последовательность
открытия сервомоторов стопорных и регулирующих клапанов
При этом контролируют, чтобы движение на открытие се-
рвомоторов регулирующих клапанов начиналось только после
достижения сервомотором соответствующего стопорного кла-
пана не менее 70% своего полного хода.
Импульсные характеристики. Фактическое протекание про-
цесса изменения мощности по подаче через ЭГП импульса
длительностью 0,05—0,2 с и интенсивностью 500—1000 мА
имеет большое значение для правильного выбора уставок
работы противоаварийной автоматики, воздействующей на
импульсную разгрузку турбины. Такие импульсные харак
теристики подробно изучаются на головных турбинах серии,
а затем периодически повторяются. На рис. 12.15 показано
фактическое протекание изменения мощности при подаче
импульса на турбине К-800-240-3. Наиболее важным при этом
является форма изменения паровой мощности турбины (опре-
деляется расчетом по формуле Ny=N3~-T\dtt>jdt, где NT
мощность турбины, N3 генератора и со—угловая скорость
в относительных величинах, а Та—время разгона турбины
(см. гл. 8), или датчиком механической мощности, реализу
ющим тот же алгоритм). На рис. 12.16 показана типовая
зависимость глубины снижения мощности от длительности
импульса при его интенсивности 1000 мА. Видна необходимость
достаточно высокой точности как при проведении испытаний
так и при выборе параметров импульса, так как небольшое
изменение длительности импульса, определяемое сотыми до-
260
шми секунды, значительно меняет глубину разгрузки В против-
ном случае можно получить уменьшение эффективности им-
нудьсной разгрузки либо может возникнуть опасность перетор-
можения агрегата (последнее и послужило причиной разработки
ме-юдов импульсной разгрузки воздействием только на регу-
шрующие клапаны ЦСД).
Импульсные испытания под нагрузкой несложны, так как
они не затрагивают режима работы котла.
В то же время импульсные испытания под нагрузкой дают
ицс более достоверную (чем испытания на остановленной
। Урбине) информацию для прогнозирования величины заброса
•MCI оты вращения при сбросе нагрузки, так как движение
к ыпанов под нагрузкой при импульсе 1000 мА и длительности
П 2 с полностью соответствует движению клапанов ври сбросе
нагрузки и работе БРФ. Сравнивая также время закрытия
сервомоторов под нагрузкой и на остановленной турбине,
можно судить о достаточности подвода пара в камеру
рд ярузки клапана разгруженного типа для обеспечения задан-
ною времени закрытия клапана. В практике эксплуатации
удалось обнаружить таким путем непредусмотренное замедле-
ние времени закрытия сервомотора до 2 с. Обычно время
id крытая сервомотора не должно превышать 0,3—0,4 с. Ана-
ио1ичные испытания для оценки работы сервомоторов стопор-
ных клапанов под нагрузкой можно выполнить воздействием
на электромагнитные выключатели турбины. Эти испытания
особенно полезно производить на головных турбинах серии
перед испытанием на сброс нагрузки.
» На головных турбинах при проведении импульсных раз-
1 рузок их совмещают с испытаниями блока ограничения
мощности электроприставки (БОМ или БПР), в этом случае
после импульсной разгрузки турбина возвращается не к ис-
ходной мощности, а к несколько меньшей, в связи с чем
должно быть обращено внимание на готовность к функци-
онированию БРОУ, чтобы исключить срабатывание предох-
ранительных клапанов на котле
Сброс нагрузки. Сброс нагрузки с отключением генератора
oi сети с переводом турбины на холостой ход или на
нагрузку собственных нужд, составляющую 3—5% номиналь-
ной мощности, проводят обычно на головных турбинах серии
или для демонстрации заказчику эффективности работы си-
стемы регулирования при сдаче турбины. Часто для последних
целей используют обычные эксплуатационные сбросы, если на
основании этих сбросов можно сделать выводы, что при
сбросе нагрузки система регулирования предотвращает сраба-
1ывание бойков автомата безопасности (АБ). При проведении
специальных испытаний на сброс нагрузки следует руковод-
ствоваться тем, что испытаниям должна подвергаться турбина
261
с исправной системой регулирования, правильно и своевременно
настроенными бойками АБ, включенными устройствами ЭЧСР,
работающими при сбросе нагрузки. Непосредственно перед
испытаниями производятся расхаживание всех сервомоторов
проверка срабатывания обратных клапанов отборов и испита
ния АБ наливом масла. С целью уменьшения числа испытаний
их проводят вначале при нагрузке 50%, а затем при 100%
По опыту для турбин СКД максимальная частота вращения
при сбросе 50%-ной нагрузки составляет не более 104%,
а прн сбросе 100%-ной нагрузки—не более 107%.
Испытания можно проводить без специального осцилло-
графирования с фиксацией по лабораторному частотомеру
(или аварийному осциллографу генератора) максимальной
частоты вращения. Если же при испытании она превысит
допустимые нормы, то при повторном испытании следует
обеспечить осциллографирование следующих параметров: ча-
стота вращения, перемещение следящего золотника блока
регулятора частоты вращения, перемещение сервомоторов ре-
гулирующих клапанов № 2 и 3 ЦВД и одного сервомотора
регулирующих клапанов ЦСД, ход подвижной буксы проме-
жуточного золотника, мощность, ток ЭМП, давление пара
в регулирующей ступени, перемещение обратных клапанов
отборов.
В системах регулирования турбин СКД ввиду их высокого
быстродействия динамический заброс частоты вращения, опре-
деляемый временами закрытия сервомоторов и паровыми
объемами за клапанами, как правило, меньше квазистатичес-
Рис. 12.17. Осциллограмма сброса с номинальной нагрузки до холостого хода:
1—электрическая мощность, 2—частота вращения; 3—ток ЭГП, 4—ток НКН, 5—ток
БРФ; б—ток дифференциатора
262
f кого, необходимого для закрытия регулирующих клапанов
ЦСД при номинальных параметрах пара в промперегреве.
На рис 12.17 показан процесс протекания такого сброса
j нагрузки со 100% турбины К-800-240-3, для других турбин
СКД характер протекания переходного процесса при сбросе
 •мало отличается от приведенного Поэтому часто причиной
 плохой работы системы регулирования при сбросе нагрузки
i| является неправильная настройка статических характеристик
на остановленной турбине. В частности, особое внимание
должно быть обращено на то, чтобы зависимость изменения
управляющего давления ру при величине давления от 1,7 до
0,8 МПа соответствовала бы неравномерности системы регу-
лирования не более 10% для промежуточного золотника
| старой конструкции и 8% для новой конструкции. Полезно
I также определить изменение положения золотника управления
при изменении управляющего давления ру от 3 до 0,7 —0,8 МПа
(при котором начинает открываться основная чаша регули-
рующего клапана ЦСД), которое не должно превышать
2,25 мм, что обеспечит максимальное квазистатическое измене-
ние частоты вращения 107%.
Следует иметь в виду, что плохие результаты при сбросе
нагрузки (повышение частоты вращения выше 109%) могут
Я быть получены также, если турбина будет работать с не-
 допустимым «переоткрытием» регулирующих клапанов
(ру>3,3 МПа) Чтобы этого избежать, в системе регулирования
при повышении управляющего давления до р=3,3 МПа фор-
 мируется сигнал, по которому оператор обязан уменьшить
ру воздействием на механизм управления до исчезновения
I этого сигнала. По этому же сигналу разрываются цепи
I электродвигателя механизма управления на «прибавить». При
соблюдении указанных требований заброс частоты вращения
не превысит 107% при всех режимах работы.
Испытании регулятора мощности. Эти испытания прово-
дятся с целью демонстрации работы системы регулирова-
1*4 ния мощности энергоблока и для системы регулирования
| турбины не представляют каких-либо трудностей. При
этом, однако, часто возникают недоразумения, связанные
с обеспечением точности поддержания мощности регулято-
ром. Как уже указывалось в гл. 8, в современных регуля-
торах мощности турбины вводится корректирующий сигнал
по давлению свежего пара с коэффициентом усиления Кр.
Поэтому при наличии на котле главного регулятора давле-
ния свежего пара точность поддержания мощности турби-
ной определяется точностью работы этого регулятора
и отклонения мощности турбины от заданной в динамике
могут быть значительными. В схеме же с главным регуля-
тором котла в виде регулятора нагрузки точность поддер-
263
жания мощности и в статике будет определяться регулято-
ром котла.
126 ОБСЛУЖИВАНИЕ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ
Мероприятия по обслуживанию системы регулирования при
эксплуатации несложны, но они должны выполняться систе-
матически, чтобы предотвратить возникновение таких неисп-
равностей, которые могли бы нарушить режим работы тур-
бины В числе таких мероприятий могут быть названы
следующие.
1.	Поддержание требуемого качества огнестойкого масла
Находящееся в эксплуатации огнестойкое масло должно подвер-
гаться цеховому анализу один раз в сутки, заключающемуся
в проверке по внешнему виду масла содержания воды, шлама,
механических примесей с целью определения необходимости
его очистки. Не реже одного раза в два месяца масло должно
подвергаться сокращенному анализу с определением кислотного
числа, реакции водной вытяжки, вязкости, наличия механичес-
ких примесей и воды. Один раз в год определяется температура
вспышки. Если кислотное число больше 0,2 мг КОН/г или
в масле обнаружены вода и шлам или резко ухудшились
другие показатели, анализ следует производить не реже 1 раза
в две недели. Эксплуатационное огнестойкое масло по данным
ВТИ должно удовлетворять следующим требованиям:
Кислотное число, мг КОН/г, не более.......................  0,5
Содержание водорастворимых кислот, мг КОН/г, не более	0,1
Изменение кинематической вязкости, % первоначальной, не
более.................................................      10
Уменьшение температуры вспышки, °C, не более ............... 10
Механические примеси, %, не более. ......................  0,01
Шлам н вода.................................        Отсутствуют
При отклонении одного из этих показателей от нормы
и невозможности его восстановления без остановки турбины
масло необходимо заменить в кратчайший срок. Следует
отметить, что в связи с отработкой технологии получения
масла ОМТИ само первоначальное значение вязкости масла
отдельных марок может иметь большее отклонение от но-
минального значения, что допустимо, но должно быть от-
ражено в сертификате на масло. Регенерация масла на
электростанции, как правило, не производится, и оно должно
быть отправлено на специальные базы
Наличие механических примесей в масле приводит к появ-
лению «застойной» нечувствительности в системе регулирова-
ния и соответствующим броскам нагрузки. Для исключения
этого явления необходимо обеспечивать непрерывную работу
фильтра тонкой очистки. Если в течение 2 3 мес давление
264
и нем не поднимается, это свидетельствует о плохой сборке
фильтра и наличии в нем щелей, через которые масло может
уходить помимо фильтрующей ткани.
Для уменьшения присосов механических примесей надо
иметь разрежение в коробке регулирования не более 10—15 мм
столба масла, следить за исправностью парусиновых чехлов на
in гоках сервомоторов (где они предусмотрены), при проведении
работ по нанесению изоляции отключать вентиляторы системы
регулирования Весьма важен также контроль за показателем
кислотности масла и наличия шлама. Имеется успешный опыт
работы огнестойкого масла в системах в течение 10—12 лет без
увеличения кислотного числа выше 0,1. Если этот показатель
начинает быстро расти и появляется шлам, это свидетельствует
о возникновении каких-то новых обстоятельств в эксплуатации,
которые следует выяснить и устранить. Так, одной из причин
такого явления может быть закачка масла из бака сбора
протечек в бак системы регулирования без очистки масла
и проверки кислотности. Другой причиной является наличие зон
местного подогрева масла до температуры выше 150—200' С,
в которых может происходить коксование масла. Такие зоны
могут появляться при прокладке маслопроводов с малым
расходом масла вблизи горячих частей iурбины или паро-
проводов, а также вследствие парения из штоков клапанов,
уплотнений цилиндров турбины, в результате чего температура
вблизи корпусов сервомоторов поднималась до 200 300' С.
Помимо принятия мер по исключению таких парений
необходимо следить за работой системы охлаждения корпусов
сервомоторов водой. Наличие протока воды можно контроли-
ровать визуально при наличии воронки на водяном трубопрово-
де за каждым сервомотором или по температуре охлаждающей
воды, которая при прохождении через сервомотор не должна
заметно повышаться и должна быть значительно ниже темпера-
туры масла. Следует иметь в виду, что работа со значительным
повышением кислотного числа (1 или 1,5) опасна для системы,
так как приводит к язвенной коррозии рабочих поверхностей
золотников и букс и посадочных мест корпусов с соответству-
ющим увеличением нечувствительности и протечек.
Весьма полезной для удаления механических примесей
и шлама является периодическая промывка системы маслом,
движущимся с большими скоростями при работе на двух
насосах, с последовательной выемкой части золотников и по-
движных букс и при температуре масла 70—80е С. После
промывки слитую в бак жидкость следует очистить в ап-
паратной либо ограничиться многократной прокачкой через
фильтр тонкой очистки с помощью вспомогательного насоса
(при использовании основного насоса загрязненная жидкость
неизбежно попадет в узлы).
265
При этом в баке желательно создавать принудительный
барботаж масла в застойных участках бака путем подачг
струи жидкости, вытекающей из сопла, подачи струи сжатого
воздуха и т п. Такую промывку целесообразно делать 1 ра>
в 1 —2 года.
2.	Проведение периодических испытаний работоспособности
сервомоторов и элементов защиты, как это предусмотрено
инструкциями по эксплуатации Расхаживание сервомоторов
позволяет предотвратить заедание штоков клапанов из-за
заноса солями и продуктами коррозии зазоров при достаточно
хорошем качестве пара. При расхаживании клапанов, особенно
стопорных, иногда возникают стуки в клапане и его сильная
вибрация. Как правило, это свидетельствует об ослаблении
посадки седла клапана, что должно быть исключено в ближаи
ший останов из-за опасности смещения седла вниз и возник-
новения значительной неплотности клапана даже при полном
закрытии сервомотора.
3.	Наблюдение за бросками нагрузки при постоянной
частоте сети. Если они превышают 1,5 —2%, следует обратить
внимание на их характер Если броски происходят во всем
диапазоне нагрузок и заметна «застойная» нечувствительность,
следует принять меры по очистке масла. Если при этом
нечувствительность Не проявляется, следует искать причину
понижения неравномерности регулирования, например из-за
засорения одного из окон в буксе промежуточного золотника.
Если же броски происходят в узком диапазоне нагрузок,
следует искать участок статической характеристики с понижен-
ной местной неравномерностью из-за искажения характеристики
одиого или нескольких сервомоторов. Изменение настройки
сервомотора, как правило, связано с возникновением люфтов
в обрлной связи сервомотора из-за вибрации его деталей,
вызванной вибрацией регулирующих клапанов Поэтому для
обеспечения качественной работы системы регулирования следу-
ет при первой возможности производить контроль настройки
сервомоторов регулирующих клапанов ЦВД по управляющему
давлению (см. рис. 12.4).
4.	Контроль «переоткрытия» системы регулирования. В си-
стеме регулирования предусмотрены сигналы о повышении
управляющего давления ру до максимально допустимого
значения, о максимальном открытии последнего регулирующего
клапана ЦВД (№ 4), по которым должны разрываться цепи
электродвигателя механизма управления турбиной на «приба-
вить», с тем чтобы исключить недопустимое перемещение
золотника управления. С этой же целью предусмотрена
сигнализация о переходе системы регулирования на ограничи-
тель мощности. Однако очень часто этому не придается
должного значения, вследствие чего при работе, например,
266
регулятора «до себя» золотник управления турбиной оказыва-
емся находящимся на верхнем упоре и при сбросе нагрузки
регулятор частоты вращения не в состоянии обеспечить
квазистатическое повышение частоты вращения ниже уставки
срабатывания бойков АБ, из-за чего турбина не удерживает
сброс нагрузки.
5.	Наблюдение за работой ЭЧСР. При правильной работе
ЭЧСР ток выхода электроприставки не превышает 10—15 мА.
)ю обеспечивает возможность безударного отключения
и включения ЭЧСР при исчезновении питания или выходе
из строя какого-либо блока. Как правило, большое значение
юка на ЭГП связано с неправильной работой канала НКН,
например из-за повреждения датчика давления в промперегреве.
При необходимости отключения электроприставки при боль-
шом токе следует перейти на ограничитель мощности и лишь
затем отключить электроприставку, чтобы уменьшить бросок
нагрузки.
6.	Рабочая температура масла должна быть в пределах
45—50е С. Однако иногда в силу ряда причин она может
подниматься до 60° С, причем это повышение может со-
провождаться снижением максимального значения управля-
ющего давления ру и, следовательно, максимальной нагрузки.
Как правило, причина этого связана с повышенным сливом
масла в отсечных кромках ЭГП, увеличивающимся с ростом
температуры, в результате чего механизмом управления не
удается поднять буксу промежуточного золотника. Для избежа-
ния этого следует вести настройку отсечного положения ЭГП
при максимальной температуре масла (60е С); на работающей
турбине можно несколько подрегулировать положение ЭГП
воздействием на микрометрический винт ЭМП.
7.	В аварийном случае попадания больших количеств ОМТИ
па горячие паропроводы происходит сильное дымление масла
и периодическое вспыхивание образующихся продуктов раз-
ложения. Кроме того, в ряде случаев при применении неко-
торых материалов для тепловой изоляции кроме дымления
происходит также химическая реакция взаимодействия ОМТИ
и изоляции, сопровождающаяся свечением изоляции, усилива-
ющимся при ее разрушении. Поэтому при попадании ОМТИ
на изоляцию и дымлении не следует ее разрушать. При
сильном дымлении необходимо активно вентилировать помеще-
ние машинного зала, уменьшить число людей, ведущих работы.
Длительно находящимся в районе сильного дымления рекомен-
дуется надеть противогазы
8.	При попадании воды в маслосистему регулирования
следует иметь в виду, что незначительное количество воды
хорошо удаляется временным (на одни сутки) повышением
температуры масла в баке до 70—75° С Можно рекомендовать
267
усилить при этом вентиляцию бака (например, удалить на
время ограничительную диафрагму перед эксгаустером бака)
12.7. РЕМОНТ ГЧСР
Сроки и объем ремонта. Конструктивные решения и матери-
алы узлов регулирования и организация непрерывной очистки
масла делают ненужными частые ремонты регулирования, по
крайней мере, чаще, чем проводятся капитальные ремонты
Напряжения в пружинах относительно невысоки, и в эксплу
атации не было случаев их поломок или заметного уменьшения
усилия. Азотирование золотников и букс делает их износ при
надлежащем качестве масла неощутимым даже несмотря на
высокое давление В то же время опыт показывает, что при
проведении разборок узлов довольно часты случаи их загряз
нения, ошибок при повторной сборке, например вследствие
замены однотипных деталей разных узлов и т. п.
Критерием необходимости и объема ремонтных работ
являются результаты испытаний системы регулирования на
остановленной турбине и на холостом ходу. Эти испытания
надо проводить ежегодно. Они заключаются в сравнении
характеристик отдельных узлов и системы в целом с харак
теристиками, приведенными в паспорте турбины и снятыми
при испытании на заводе и перед пуском ее после монтажа,
и позволяют выявить отклонения в работе узлов ревизию
которых целесообразно производить в период ежегодного
текущего ремонта турбины. Кроме того, I раз в 2 года
следует выполнять ревизию наиболее ответственных усилителей
и узлов защиты: блока золотника регулятора частоты АБ,
промежуточного золотника, золотников АБ, золотников ЭГП,
регулятора частоты вращения и его привода, насосов системы
регулирования, производить осмотр фильтров, встроенных
в узлы, и проверку чистоты дроссельных шайб, а также тех
узлов, которые более часто изнашиваются на данной элект-
ростанции В целом же надо планировать объем ревизии так,
чтобы каждый узел осматривать через 5—6 лет.
Организация ремонта. Специфические требования к организации ремонта
предъявлялись в связи с некоторой токсичностью огнестойкого масла «Ив-
виоль-3», ио они полезны и при использовании масла ОМТИ, повышая
общую культуру работ
На рис 12 18 показан план площадки для ремонта узлов системы
регулирования, связанного с полной разборкой узла На этой площадке
установлены плита для разборки узла с отбортовкой для сбора протечек,
верстаки устройство для мытья узлов регулирования. Последнее представляет
собой бак. в который можно положить любой узел системы регулирования
К баку подведены вода, воздух пар. Конструкция бака такова, что моющий
раствор, забираемый из нижней части бака насосом, вода или пар подаются
268
6000
Рис. 12.18. План площадки для ремонта системы регулирования-
I -устройство для мытья узлов, 2—плита для разборки узлов, 3—верстак, 4—насос
с электродвигателем для подачи моющего раствора, *—умывальник, 6—ванночка для
мытья обуви, 7—ящик с грязной ветошью; 8 ящик с чистой ветошью: 9—труба
к вентиляции, линии. I—насыщенный пар давлением до 0,3 МПа- И—конденсат, воздух
внутрь бака через множество отверстий. В результате узел омывается
многочисленными струями. В качестве моющего раствора может служить
5%-ный раствор тринатрийфосфата, после применения которого узел нужно
пропаривать, разбирать, протирать и смазывать тонким слоем минерального
масла. Следует иметь в виду, что промывать узел нужно только при отправке
его в другие цеха электростанции или другие предприятия для мехобработки
или сварки Для ревизии же узла без проведения последующей механической
обработки отмывка узла не требуется. Небольшие детали можно отмывать
при передаче для последующей обработки керосином вручную В моечном
устройстве имеется приспособление для отмывки сеток бака, выполненное
в виде поворотных паровых форсунок, позволяющих последовательно промы-
вать отдельные участки загрязненных сеток.
Площадка для ремонта должна быть расположена в зоне обслуживания
краном, иметь сетчатое ограждение, хорошо моющийся пол с отбортовкой
по краям, ящики для ветоши, умывальник Умывальник, ящики для ветоши
должны быть также на площадке у бака регулирования, где проводятся
разборка фильтра тонкой очистки и фильтр-пресса, выемка маслоохладителей,
а также иа площадке обслуживания, так как частичная ревизия узлов
269
проводится без их снятия Предусматривается специальная переносная плитй
на которую при этом складываются инструмент и снятые детали. Транспор-
тировка узлов по машинному залу не должна загрязнять пол.
При создании специальных стендов для централизованного ремонт»
и испытаний узлов в отдельных регионах должны применяться те же правила
организации работ. После ремонта проводится настройка и снятие харак
теристик системы регулирования таким же образом и по тем же методикам
что и после монтажа.
Быстроизнашиваемые детали. Число быстроизнашиваемых деталей иа
разных типах турбин разное. По опыту эксплуатации к ним следует отнести
бойки АБ, в которых из-за появления, по-видимому, низкочастотной
вибрации иногда наблюдается сильный износ торцевой поверхности, хотя
большинство агрегатов работает 10—12 лет без какого-либо видимого износа,
подшипники регулятора частоты вращения, в которых при ремонте
образуется уменьшение осевого разбега до 0,1—0,12,
регулятор частоты вращения, в котором иногда выходит из строя муфта
из-за электроэрозии; следует иметь в виду, что потребность в запасных
регуляторах резко сократилась при введении текстолитовых деталей для
защиты регулятора -от токов ротора и закреплении муфты штифтами на
ленте регулятора;
шлицевой валик регулятора частоты вращения, который также может
выходить из строя из-за электроэрозии и ломаться при неправильней разборке
поршневые кольца сервомоторов, ломающиеся иногда при неаккуратной
заводке колец и сборке;
пальцы в обратных связях сервомоторов регулирующих клапанов ЦВД
разбиваемых при вибрации клапана; в ряде турбин были усилены;
втулки штоков сервомоторов регулирующих клапанов ЦВД турбин 800
и 500 МВт. также разбиваемые при возникновении вибрации регулирующих
клапанов и также усиленные;
пальцы в соединении сервомотора со штоком клапана, которые при
работе прикипают и разбираются с трудом; в последних конструкциях
применяется разборное шаровое соединение;
манометры в системе регулирования.
Причиной выхода из строя манометров являются, по-видимому, гидро-
удары в системе регулирования и влияние масла на материал, которым
паяют чувствительный элемент манометра С целью прекращения поломок
манометров рекомендуется применять манометры на р 100, в которых
чувствительный элемент выполнен с помощью сварки, а также установку
катаракта перед манометрами, не используемыми в системе автоматики,
который резко уменьшает и потерю масла при поломке манометра В числе
повреждаемых деталей нужно назвать также катушку управления ЭМП.
Одной из причин выхода нз строя катушки является попадание в нее грязи
и шлама, образующегося во внутренней замкнутой камере магнита при
отсутствии дренажного отверстия. В случае отсутствия такого отверстия его
следует выполнить через одну из соединительных шпилек, причем категорически
запрещается разбирать магнитную систему, так как при этом напряженность
магнита уменьшается вдвое.
270
При подготовке к ремонту следует иметь указанные детали в запасе
Идмены золотников и букс, как правило, не требуется При контроле износа
них деталей нужно иметь в виду что чертежные зазоры в этих парах
l оставляют 0,05—-0,09 мм для диаметра 30 - 50 мм. 0,07—0,13 мм для
диаметра 80—120 мм Все неподвижные буксы сажаются в корпус с зазором
(1,02—0,05 мм В условиях эксплуатации с учетом отклонений, которые могли
быть при наладке, а также в результате износа максимальный зазор не
к, должен превышать допустимый чертежный зазор более чем в 1,5 раза Пи
н коем случае ие следует шлифовать по диаметру золотники и буксы для
выведения возникших при эксплуатации рисок на них, так как после одной-двук
in к их операции золотники придется менять
Настройка срабатывания дополнительной защиты. При износе
(язвенной коррозией) сопла золотника регулятора частоты
вращения его можно проточить для получения чертежной
формы сопла При этом, а также при замене муфты регулятора
или его самого необходимо проверить правильность настройки
срабатывания дополнительной защиты, выполненной в золот-
нике регулятора (3420+50 мин-1). Испытание дополнительной
защиты повышением частоты вращения ротора турбины ка-
тегорически запрещается. Однако при необходимости проверка
настройки дополнительной защиты с достаточной точностью
может быть выполнена при испытании на остановленной
турбине. Для этого следует организовать слив из камеры под
поршнем следящего золотника блока золотников регулятора
(из отверстия для измерения давления) в коробку регулирования
через вентиль, устанавливаемый на одном из штуцеров коробки
регулирования, предназначенных для измерения давления. При
испытании увеличивают слив с помощью вентиля до тех пор,
пока золотник не начнет медленно двигаться к регулятору
частоты вращения, сжимая его ленту, и фиксируют положение
золотника и давление в линии дополнительной защиты.
Срабатывание защиты должно происходить при перемещении
следящего золотника на 11,7+0,2 мм, что надо учесть при
коррекции взаимного положения следящего золотника и ре-
гулятора частоты вращения.
Установка сетчатых фильтров. Опыт эксплуатации показал, что все
дроссельные отверстия диаметром менее 3—4 мм должны быть защищены
индивидуальными фильтрами. Применявшийся ранее «рюмочный» фильтр
с отверстиями диаметром 2 мм и щелями 1 мм не всегда предотвращал
засорение дроссельных шайб, особенно в следящих золотниках ЭГП и золотни-
ке регулятора частоты, поэтому был разработан сетчатый фильтр, который
устанавливается на то же место, что и старый В качестве фильтрующего
элемента используется латунная сетка с ячейкой не более 0,9 и ие менее 0,6 мм
(чтобы исключить быстрый заиос фильтра) Следует следить за направлением
установки фильтра, чтобы масло проникало через сетку внутрь фитьтра
Измерение расходов масла. Часто необходимость замены
золотников из-за износа мотивируют заметным падением
271
Рис. 12 19 Удельные характе-
ристики насосов:
1—насос	НВР-45-36;	Я—нао>
НВР-50-36/72
напорного давления в системе или в отдельных ее частя?
Однако только по падению давления достоверный вывод об
увеличении расходов масла делать нельзя, так как давление
может понижаться также вследствие понижения частоты сети
(при частоте 48,5 Гц напорное давление снижается на 0,3 МПа
по сравнению с номинальным), ухудшения характеристик
насоса, протечек в неработающий насос и т п., падение
управляющего давления может быть вызвано неправильной
настройкой промежуточного золотника и ЭГП Тем более
трудно судить о возможных местах повышенных утечек
Поэтому представляет интерес возможность простой оценки
расхода масла в различных частях системы. Установка рас-
ходомеров, как правило, не предусматривается, так как расход
в системе в динамических режимах в несколько раз больше,
чем в статических, и наличие расходомерных шайб создает
дополнительные заметные потери давления в этих режимах
Косвенно определить с достаточной точностью расход
в системе можно по измерению изменения напорного давления
при включении и отключении какого-либо дозированного
потребителя масла, в частности фильтра тонкой очистки. Таким
путем можно определить удельное падение напорного давления
При шайбе перед фильтром диаметром 4 мм
и давлении 4,8 МПа расход через него ^=0,7 л/с. Пользуясь
рис. 1219, можно определить примерный расход насоса QK
(При малых расходах точность невелика, но при этом нет
и надобности в определении расхода.) В схеме маслоснабжения
с двумя напорными коллекторами они разделены при работе
шайбой диаметром 25 мм. Поэтому, фиксируя при этом
испытании также изменение перепада давления Ар на шайбе
площадью /, причем p=pHi~рн2, где рн2—давление в линии
нестабилизированиого давления; рн1—давление в линии стаби-
лизированного давления (pHi=pH), можно определить расход
масла (л/с) в линию нестабилизированиого давления
а2=з/2др/еФ=1оздр.
272
Тогда расход в линию стабилизированного давления составит
(2н1 = 6и —0н2- Эти испытания легко могут быть сделаны при
работе турбины под нагрузкой При наличии грузового акку-
мулягора расход Q„ может быть уточнен на неработающей
I урбине по времени движения аккумулятора при отключении
насосов регулирования. С учетом настройки аккумулятора на
4 МПа расход системы, определенный таким способом с пе-
ресчетом на давление 4,8 МПа, составит Qw=55/T, где Т—
время перемещения аккумулятора на полный ход, с
При необходимости расходы масла в линии управляющего
давления или в напорной линии к каждому сервомотору
могут быть оценены установкой ограничительной шайбы
диаметром 4—5 мм в напорном фланце соответственно про-
межуточного золотника или сервомотора (если в сервомоторе
1акой шайбы не установлено) и измерением перепада давления
между напорным давлением и, соответственно, управляющим
давлением или давлением под поршнем сервомотора при
максимальном положении золотника управления.
Соответствующий расход будет определяться по формуле
Qt=2,65~Р> с, где fia площадь шайбы в см2.
Износ отсечных кромок сервомоторов можно оценивать
по изменению напорного давления при постановке последо-
вательно одного из сервомоторов
Можно руководствоваться
следующими значениями мак-
симальных эксплуатационных
расходов:	общий расход
Сн = 8,5; <?и1=2,5, Q,,2 =6 л/с,
расход в линию управляющего
давления всех сервомоторов
не более 0,8 л/с, расход в сер-
вомотор регулирующих клапа-
нов не более 0,3 (в отсечном
положении не более 0,4), рас-
ход в коробку регулирования
не более 1 л/с (ограничитель-
ная шайба диаметром 7 мм)
Прием, хранение и очистка масла
в аппаратной. Для хранения станци-
онного запаса oi нестойкого масла
и для его очистки на электростанции
имеется аппаратная огнестойкого мас-
ла Примерная схема аппаратной для
электростанции с одной-двумя тур-
бинами приведена на рис 12 20 Ап-
паратная связана с баком регулирова-
ния двумя трубопроводами (прямым
в среднее положение.
Из цистерны
Рис 12 20 Принципиальная схема ап-
паратной для одной-двух турбин:
1—бак чистого масла, 2—бак отработа-
вшего масла, 3—фильтр-пресс, 4—сепара-
тор,- 5—насос; б—бак запаса
18 Заказ 1948
и обратным) Диаметр трубопроводов должен быть минимальным, допуска-
емые скорости 2 — 3 м/с, время заполнения бака регулирования 3—4 ч
Желательно, чтобы аппаратная располагалась в машзале или примыкала
к нему В противном случае соединительные трубопроводы должны быть
проложены с водяными спутниками, чтобы обеспечить возможность пользова-
ния аппаратной в зимнее время, но температура воды не должна превышать
70° С. Находит применение способ перевозки масла из аппаратной в машзал
в специальных емкостях.
Структурно аппаратная выполняется в виде двух практически независимых
контуров чистого и загрязненного масла В первом контуре имеется бак
для хранения масла, готового к заливке Емкость его обеспечивает эксплу-
атационные доливки, а также замену ОМТИ на одной из турбин В этот
бак масло поступает из приемного бака емкостью 25 т, заполняемого из
железнодорожной цистерны насосом по временному трубопровод)' или гибкому
шлангу. Бывшее в употреблении масло во время ремонта перекачивается
в бак загрязненного масла из бака регулирования, очищается с помощью
фильтр-прессов н специальных сепараторов и после анализа подается в бак
чистого масла для последующей закачки в машзал. Для электростанций
с большим числом турбин увеличиваются количество и емкости баков
и количество фильтрующих устройств так, чтобы исключить при очистке
смешивание порций с разными показателями по кислотному числу и механичес-
ким примесям.
При проектировании аппаратной следует исходить из того, что количество
жидкости, заливаемой в бак регулирования, составляет 5,5 м3. Промывочная
порция ОМТИ должна составлять 4,5 м3. Кроме того, необходимо иметь
4,5 м3 масла, на доливку' при аварийном разливе и 0,5 м3 на ежегодные
доливки. Таким образом, для пуска первой турбины надо иметь около 15 м3
масла (с учетом того, что промывочную порцию можно очистить, Ю м3)
Для пуска второй и последующих турбин при этом требуется только по
6 м3. Емкости баков должны обеспечивать также прием масла из всех
ремонтируемых турбин
Глава тринадцатая
РЕЖИМЫ ПУСКА И ОСТАНОВА ТУРБИН
13.1 РАСЧЕТНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ
При создании мощных паровых турбин СКД непрерывно возрастали
требования обеспечения их высокой маневренности при пусках, остановках
и других переменных режимах. Эти требования обусловливались ростом
неравномерности графиков электрических нагрузок, отсутствием специальных
энергоблоков для покрытия полупиковых нагрузок и перспективами ввода
большого числа турбин АЭС, предназначенных для работы с базовой
нагрузкой.
274
Трудности обеспечения высокой маневренности турбин СКД определялись
применением массивных деталей и узлов, медленно и неравномерно изменя-
ющих свое тепловое состояние при переходных режимах Возникающие при
этом нестационарные температурные поля, деформации и напряжения могут
нарушать нормальную работу турбин и ограничивать их маневренность.
Маневренность и надежность агрегатов при переменных режимах работы
лимитируются нестационарными температурными полями, деформациями и на-
пряжениями. Надежно осуществлять переходные процессы турбины можно
лишь тогда, когда напряжения в деталях не вызывают остаточных изменений,
а тепловые расширения не приводят к недопустимому изменению зазоров
между вращающимися н неподвижными частями турбины. Все неприятности
и аварии, происходившие на турбинах высокого давления при нестационарных
режимах их работы, бьши связаны с большими напряжениями или недопу-
стимыми деформациями.
Возможность работы мощных паровых турбии в режиме частых остановок
и пусков требует целого ряда новых технических решений как по турбинам,
так и по их схемам Задача значительно облегчается, если эти решения
приняты достаточно обоснованно на стадии проектировании оборудования,
и существенно осложняется, а иногда и не находит оптимального решения,
когда оборудование уже находится в эксплуатации. Проблема обеспечения
надежной работы мощных паровых турбин в условиях частых и быстрых
изменений тепловых режимов в процессе пусков и остановок являлась в период
создания и освоения турбин СКД в эксплуатации одной из актуальнейших
проблем н требовала повседневного внимания конструкторов, исследователей
и эксплуатационников.
Ленинградский металлический завод, непрерывно повышая технико-эко-
номические показатели мощных паровых турбин, уделял большое внимание
повышению их маневренности Совместно с ведущими научно-исследовательс-
кими организациями страны (ЦКТИ, ВТИ, Союзтехэнерго и др.) он успешно
преодолевал трудности, возникающие при переменных режимах работы турбин.
Кроме того, сложность тепловых и пусковых схем энергоблоков СКД
требовала увязки работы котла и турбины, с тем чтобы они работали как
единый энергетический агрегат при всех режимах эксплуатации Графики
пуска турбин должны выдвигать требования к параметрам и расходу пара.
Подводимого к турбине
Для решения указанных задач в первую очередь необходимо было при
проектировании турбин разработать графики их пусков из различных тепловых
состояний и определить изменения температур, деформаций и напряжений
путем расчетов.
Однако сложность конструктивных форм деталей турбин и неопределен-
ность граничных условий при решении задач нестационарной теплопроводности
и термоупрутости не позволяли при создании первых турбин мощностью
300 МВт решить указанную задачу в полном объеме. Первые работы в этом
направлении бьши выполнены в начале 60-х годов в ЦКТИ с применением
метода электромоделирования, который выявил большие возможности в опре-
делении температурных полей в деталях турбин при стационарных режимах
работы. Проведенные на голрвды' образцах турбин режимные испытания
275
Рис 13 I. Стационарное температур-
ное поле узла паровпуска ЦВД тур-
бины К-300-240 ЛМЗ при но
f	ной нагрузке:
1— пароподводящий патрубок; 2—пере-
ходный патрубок, 3—наружный корпус
с измерением температурных полей
позволили уточнить граничные условия
теплообмена Последующие усовершен-
ствования методики электромоделиро-
вания в ЦКТИ позволили разработать
руководящие технические материалы по
расчету температурных полей в роторах
и корпусах паровых турбин. С его
использованием ЦКТИ и ЛМЗ выпол-
нили на стадии проектирования расчеты
температурных полей и удлинений
одновальной турбины К-800-240-2 [5].
Эти работы позволили обоснованно
назначать режимы пуска турбин, опре-
делять стационарные температурные
поля при работе на полной нагрузке,
получать данные по остыванию турбин
после остановки, по состоянию турбин
при сбросах электрической нагрузки
и при пусках из различных тепловых
состояний. Некоторые результаты рас-
четов для конкретных турбин представ-
лены иа рис 13.1—13.3.
задач о тепловом и напряженно-
энергооборудования при переменном
воздействии рабочих сред разработаны совместно ПО ЛМЗ, НПО ЦКТИ,
КИСИ, ИСЭП АН СССР методика и реализующий ее единый комплекс
программ и средств для детальных расчетов пространственных физических
полей в конструктивных элементах сложной формы при произвольных краевых
условиях и с учетом физической нелинейности.
На основе многочисленных температурных испытаний паровых турбин
в условиях эксплуатации получен обширный фактический материал по
граничным условиям, позволяющий решить задачу теплопроводности в строгой
математической постановке с большой степенью точности
Исследования проводятся на основе решения несвязанной задачи термо-
прочиости в квазистатической постановке, когда поля температур в твердом
теле при нестационарном теплообмене с рабочей средой определяют воз-
никающие в каждый момент времени температурные напряжения и не зависят
от поля деформаций тела.
Расчет напряженно-деформированиого состояния произвольных трехмерных
тел при заданной термической нагрузке разработан применительно к ЭВМ
276
Рис. 13.2. Температурные поля и удлинения ротора и наружного корпуса ЦВД
турбины К-800-240 при пуске из холодного состояния
1—без обогрева фланцев; 2—с обогревом фланцев (цифры в скобках соответствуют
температурному полю францев при включенном обогреве), —---абсолютное удлине-
ротора,--------абсолютное расширение наружного корпуса, — — —относительное
удлинение ротора
типа БЭСМ-6 и ЕС-1060 на основе моментной схемы метода конечных
элементов (МСКЭ). Для учета температурных полей в необходимых случаях
применяются как метод аналогового моделирования на электроинтеграторе
СЭИ-03, так и численные методы (вариационно-разностный метод и МСКЭ)
на ЭВМ БЭСМ-6 и ЕС-1060.
Разработанные методы расчета теплового состояния элементов энерго-
оборудования позволяют обеспечивать задание точной геометрии расчетной
модели путем использования неравномерной сетки, а также возможность
решения методом аналогового электромоделирования задач теплообмена
между поверхностью и рабочей средой, конвекцией и лучеиспусканием между
ротором и корпусами на режимах остывания турбины.
277
Рис. 13.3. Температурные поля и тепловые расширения ротора н корпуса ЦСД
турбины К-800-240 на номинальном режиме.
1—ротор; 2—наружный корпус, 3—внутренний корпус, 1—2—расширение ротора
относительно внешнего корпуса
Отдельные составляющие и общая структура комплекса разрабатываются
с учетом возможности создания иа их основе функционально-самостоятельной
подсистемы САПР энергетических турбоустановок, включающей в себя расчеты
теплового состояния, термолрочности и малоцикловой повреждаемости проек-
тируемого энергооборудования.
Созданный комплекс успешно используется в практике ЛМЗ и ЦКТИ
на всех стадиях проектирования паровых турбин, что позволяет обоснованно
выбирать конструкции и решать вопросы маневренности турбин при проек-
тировании
В настоящее время практически прн проектировании всех новых мощных
паровых турбин производятся расчеты температурных полей, напряжений
и удлинений как роторов, так и корпусов при пусках, остановках, сбросах
электрической нагрузки и других переходных режимах.
Результаты расчетов термонапряженного состояния используются при
оценке намеченных графиков пуска и определении долговечности наиболее
ответственных деталей — роторов н корпусов, работающих прн высокой
температуре
Для этой цели проводились испытания на малоцикловую усталость
образцов из корпусной и роторной сталей В результате были получены
надежные кривые малоцикловой усталости в диапазоне температур от 20° С
до рабочей для марки стали в целом с учетом разброса ее механических
свойств.
По результатам этих испытаний исследовалась кинетика деформирования
материала в процессе нагружения, и расчет упругопластического состояния
278
при нестационарных режимах производился пр диаграмме упругопластического
деформирования в стабипьном цикле
Для определения необходимого запаса долговечности исследовалось вли-
яние асимметрии и неизотермичности нагружения на кинетику деформирования
и малоцикловую усталость.
Характеристики длительной прочности были получены в результате
статистической обработки данных по длительной прочности и экстраполяции
ца время 2 • 10s ч с учетом испытаний иа ползучесть
Допустимый срок службы определялся из условия линейного суммирования
повреждаемостей от действия циклического нагружения и ползучести. Пра-
вомерность применения правила линейного суммирования проверялась по
результатам испытаний на матоцикловую усталость с выдержками
В результате расчета долговечности по данным термонапряженного
состояния с использованием кривых малоцикловой усталости и длительной
прочности определяется допустимый срок службы детали до зарождения
в ней трещины при заданных режимах эксплуатации турбины
13.2 РЕЖИМНЫЕ ИСПЫТАНИЯ
Работы по маневренности паровых турбин, выполняемые
на стадии проектирования, как правило, дополняются ре-
жимными испытаниями головных образцов турбин на эле-
ктростанциях.
На всех головных турбинах мощностью 300, 500 и 800 МВт
был проведен комплекс пусконаладочных работ и испытаний,
направленных на обеспечение и повышение маневренных
свойств турбин и энергоблоков. Непрерывно совершенствуется
методика таких испытаний. При этом основное внимание
уделяется исследованию нестационарных температурных полей,
деформаций и напряжений.
Режимные испытания позволили выявить общие закономер-
ности прогрева элементов турбин, выявить индивидуальные
особенноеги каждого типа турбин и разработать обоснованные
режимы их пуска из различных тепловых состояний.
Работы по обеспечению и повышению маневренности па-
ровых турбин СКД потребовали существенного расширения
сведений о поведении турбин на различных режимах. К момен-
ту ввода в эксплуатацию первых гурбин мощностью 300 МВт
ЛМЗ уже имел отработанную методику режимных испытаний
турбин. На турбинах СКД эта методика получила свое
дальнейшее развитие Здесь в первую очередь необходимо
отметить создание методики термооснастки проточных частей
ЦВД, ЦСД и ЦНД турбин Проведенные с помощью такой
оснастки измерения температур пара и металла в проточной
части значительно расширили знания о процессах, проис-
ходящих внутри корпусов турбин на различных режимах
279
Рис 13.4. Схема расположения термопар в проточной части ЦНД.
®—термопары для измерения температуры металла, О—термопары для измерения
температуры пара
Термопары для измерения температуры металла внутри
цилиндров турбин располагались на направляющих лопатках
и в теле диафрагм, на обоймах, а пара—в межлопаточных
каналах, в осевых и радиальных зазорах. Схема расположения
таких термопар в ЦВД, ЦСД и ЦНД турбины К-300-240
представлена на рис. 13.4.
Конструкцию экспериментальных термопар и способы уста-
новки их в турбине иллюстрирует рис. 13.5, на котором
представлен чертеж установки паровых термопар в проточной
части турбины. С помощью термопар, установленных в проточ-
ной части ЦВД, были исследованы так называемые «беспаро-
вые» режимы работы ЦВД. Испытания, проведенные на ЦВД
турбин мощностью 300 МВт, позволили определить температур-
ное состояние его проточной части при работе в таком режиме
и разработать способы длительной работы ЦВД на рабочей
частоте вращения без подачи пара по нормальной схеме.
На основе применения беспарового режима ЦВД была
отработана технология пуска турбин, установленных в двухбай-
пасных пусковых схемах, путем подачи пара в ЦСД с подключе-
нием ЦВД при выходе из малорасходного режима. Эта
технология принята ЛМЗ и используется на всех экспортных
турбинах Ц при установке турбин в таких схемах в СССР.
280
Рис. 13.5 Конструкция и установка термопар для измерения температуры пара
в проточной части турбины.
а— в диафрагме ЦВД б—в диафрагме ЦНД 1—термопарный кабель, II—прокладка
Значительную роль в повышении точности расчетов сыграло
экспериментальное изучение температурного состояния цилин-
дров, диафрагм и других элементов турбин, проведенное во
время режимных испытаний головных образцов практически
всех турбин завода мощностью от 25 до '1200 МВт Накоп-
ленный опыт режимных испытаний позволил поставить задачу
экспериментального исследования темпеватурного состояния
ротора ссвр^¥.енний мощной паровой турбины при работе ее
на различив эксплуатационных режимах Актуальность изуче-
ния температурного и напряженного состояния роторов мощ-
ных паровых турбин особенно возросла в связи с появлением
281
сообщений в зарубежной печати об образовании трещин
в роторах паровых турбин в процессе эксплуатации.
Испытания по определению температурного состояния ро-
торов проводились на турбине К-300-240 Литовской ГРЭС.
Выбор типа турбины определялся тем, что конструкция ЦВД
и РВД является типичной для всех турбин завода мощностью
300, 500 и 800 МВт, а также все возрастающими требованиями
к маневренности и надежности турбин типа К-300-240. Измере-
ния температур в РВД были проведены как в стационарных,
так и в переменных режимах.
В процессе подготовки термооснастки ротора был решен
ряд новых и важных задач’ по созданию термостойких
уплотнений токовыводов от термопар в осевую расточку вала,
по разработке специальной системы регулирования, обеспечи-
вающей вывод измерительного кабеля через передний блок,
по разработке измерительной схемы, установке и трассировке
термопар на роторе. После оснастки ротор был установлен
в турбину Литовской ГРЭС в период очередного капитального
ремонта.	।
Для контроля за тепловым состоянием ЦВД, а также
для сопоставления его с тепловым состоянием РВД до-
полнительная термооснастка была установлена также по
проточной части ЦВД.
Термопары, выведенные в осевую расточку ротора,
подключались к многоточечному переключателю, кото-
рый обеспечивал передачу термо-ЭДС от всех термопар,
установленных на роторе, к приборам с помощью соединитель-
ных проводов и щеточного токосъемника на 20 контактных
колец
Многоточечный переключатель позволяет подключать те-
рмопары, установленные на роторе, к токосъемному устройству
автоматически с периодичностью 2 мин при всех режимах
работы турбины. От переключателя жгут термопарных и си-
ловых проводов проходил через осевое сверление в автомате
безопасности и по полым валикам системы регулирования
турбины через весь передний блок регулирования—к токосъем-
ной головке. От токосъемного устройства измерительный
кабель был проложен ко вторичным приборам, смонтирован-
ным на специальном измерительном щите.
Для измерения температур в статорной части ЦВД были
установлены паровые термопары в концевых уплотнениях,
в камере pei улирующей ступени, в диафрагме шестой ступени,
на входе в седьмую ступень, в диафрагме двенадцатой ступени
и на выходе. На лопатках диафрагмы двенадцатой ступени
также были установлены термопары.
Кроме измерения температуры пара и металла турбины во
время испытаний производилась запись параметров пара в ряде
282
Рис 13.6. Распределение температур в РВД турбины К-300-240.
а—при работе на полной нагрузке (в скобках—расчетные значения температур), о—по
осевой расточке при работе на различных нагрузках, I—XV—сечения ротора, в которых
производились измерения температуры
мест, температуры масла на подшипниках, а также режимных
характеристик: частоты вращения, нагрузки, абсолютных и от-
носительных удлинений, осевого сдвига ротора, вибрации и т. д.
Измерения температур в РВД турбины К-300-240 проведены
на следующих режимах- стационарном тепловом режиме при
полной и частичной нагрузках; остывания; пусков из различных
тепловых состояний; изменения нагрузки в пределах регули-
ровочного диапазона.
На рис. 13.6 приведено температурное поле РВД турбины
К-300-240 в стационарном режиме при работе на полной
нагрузке, полученное во время испытаний, а также при расчетах
по методике завода на ЭЦВМ Сравнение экспериментальных
и расчетных температур показывает их достаточно близкое
соответствие по регулирующей ступени и расточке; расхождения
в зоне шестой и двенадцатой ступеней достигают 20° С.
283
Рис. 13.7. Графики остывания РВД турбины К-300-240 после остановки тур-
бины
/—поверхность осевой расточки в сечении паровпуска; 2—нижняя половина наружного
цилиндра в сечении паровпуска 3 поверхность осевой расточки в сечении шестой ступени,
4—наружный корпус в сечении шестой ступени; 5—поверхность ротора на переднем
лабиринтовом уплотнении в сечении второго отсоса пара; 6—среда в камере второго
отсоса переднего уплотнения, 7—поверхность ротора в районе двенадцатой ступени,
Я—наружный корпус в сечении двенадцатой ступени; 9—поверхность ротора в зоне
заднего лабиринтового уплотнения в сечении камеры второго отсоса, 10—среда в камере
второго отсоса
На рис. 13.7 представлены экспериментальные графики осты-
вания РВД турбины К-300-240 при остановке после длительной
работы турбины на номинальной нагрузке. Продолжительность
разгрузки от 300 МВт до отключения генератора от сети
составила 58 мин, выбег - 26 мин. Непрерывное вращение рото-
ров ВПУ продолжалось в течение 8 ч. За начало отсчета
времени остывания металла ротора принято начало разгрузки.
Как видно из графика, за время разгружения наиболее
интенсивно остывающими элементами ротора явились V—X
(см. рис. 13.6), скорость остывания по которым составила
35 - 40° С. За время работы на валоповороте снижение темпера-
туры ротора происходило значительно медленнее и составляло
по сечениям II—VIII около 6° С/ч, т. е в этот период наиболее
быстро остывала передняя часть ротора. Темп дальнейшего
остывания РВД, замеренный в течение 45 ч, примерно одинаков
и составляет 1 —1,5° С/ч, причем наиболее медленно остывает
зона последних ступеней (сечения X—XV).
Совместное рассмотрение температур ротора и корпуса
ЦВД показало, что температура ротора в сечении паровпуска
на номинальной нагрузке превышает температуру наружного
корпуса на 100° С. Однако уже через 10 ч остывания эта
разность сократилась до 30е С, в основном за счет замедления
темпа охлаждения корпуса.
По сечениям переднего и заднего концевых уплотнений
сравнение температур при остывании проводилось между
284
Рис 13.8 Зависимость температуры
пара в диафрагме последней ступени
ЦНД от температуры пара, поступа-
ющего в ЦСД, и давления пара
в конденсаторе при работе турбины
К-800-240-3 на холостом ходу
Рис. 13.9. Конструкция смотрового
окна, устанавливаемого в ЦНд
I—корпус турбины; 2—винт; 3—фланец,
4 -защитное орютекло; 5—кольцо; 6
смотровое стекло, 7—прокладка; 8—опра-
вка
поверхностью вала и паром в камерах отсосов. Исходное
состояние сравниваемых элементов при номинальной нагрузке,
а также темпы их остывания при разгружении были прак-
тически одинаковыми. Через 2 ч остывания происходит как
в одном, так и в другом сечении повышение температуры
до 45° С. При дальнейшем остывании эта разность несколько
снижается.
Полученные при испытаниях температурные поля РВД
турбины К-300-240 в стационарных и нестационарных режимах,
а также при остывании были использованы как при оценке
надежности турбины при работе в стационарных режимах
и пусках, так и для уточнения методики расчетов температур-
ных полей роторов мощных паровых турбин.
С помощью термопар, установленных в проточной части
ЦНД первой одновальной турбины мощностью 800 МВт, была
получена зависимость температуры пара в сопловом аппарате
последней ступени ЦНД (Г) от температуры пара на входе
285
в ЦСД (/) и вакуума на выходе из ЦНД при работе турбины
на холостом ходу (рис. 13.8). Эта зависимость используется
при назначении режима работы турбины при длительном
холостом ходе во время электрических испытаний генератора.
Во время режимных испытаний ЦНД турбин ЛМЗ использует кроме
температурного контроля также смотровые окна, которые позволяют визуально
оценивать состояние среды в зоне последних ступеней (рис. 13,9), Обычно
устанавливается рядом два таких окна через одно идет осмотр, а через
другое производится освещение внутренних элементов ЦНД
Наличие смотровых окон позволяет изучать причины появления избыточ-
ной влаги в выходных патрубках ЦНД турбины и разрабатывать способы ее
устранения Обширные испытания в этом направлении были проведены ЛМЗ
и Донтехэнерго на одной из первых турбин К-800-240-3 Углегорской ГРЭС.
Во время этих испытаний были установлены следующие источники
избыточной влаги в зоне последней ступени при пусках турбины и работе
ее на холостом ходу.
1.	Избыточные впрыски в паросбросные устройства (ПСБУ) энергоблока.
При температуре пара за ПСБУ 80е С и закрытых конечных впрысках
конденсата в пароприемных устройствах конденсатора наблюдался поток
крупнодисперсной влаги от пароприемных устройств в верхней части ЦНД
с попаданием крупных капель на выходные кромки рабочих лопаток последних
ступеней Уменьшение впрысков воды в ПСБУ и повышение температуры
за ним до 115° С привело к исчезновению видимых капель воды и тумана
во всех выходных патрубках, и их внутренние поверхности стали сухими.
2.	Концевые уплотнения турбины. При температуре пара на концевые
уплотнения ЦНД ниже 160е С наблюдался вынос струек и капель воды из
конуса обоймы уплотнений в корневую зону последних ступеней в виде
кольцевого циркулярного душа. При повышении температуры пара в кол-
лекторе уплотняющего пара выше 160е С и поддержании ее в пределах
160—180е С влага из уплотнений не выделяется.
3.	Впрыски в пароприемном устройстве конденсатора Испытания показали,
что при пусках из холодного состояния их включать не надо. Частичное
открытие задвижек на этих впрысках необходимо при пусках из неостывшего
и горячего состояний, когда температура пара после ПСБУ становится выше
140—-160е С В связи с этим в дальнейшем запорная арматура на этих
впрысках была заменена на регулирующую и было введено автоматическое
управление конечными впрысками в ППУ в зависимости от температурного
состояния выхлопных патрубков ЦНД
4	Сбросы воды от КЭН I и II ступеней в верхнюю часть конденсатора
(выше уровня пароприемных устройств). С целью устранения влаги, поступа-
ющей к рабочим лопаткам последних ступеней, сбросы от КЭН (и все другие
сбросы воды) были перенесены из верхней части конденсатора в нижнюю
Температурные испытания проточных частей ЦНД паровых турбин 300,
500 и 800 МВт позволили исследовать работу ЦНД и их последних ступеней
в малорасходных режимах и разработать как эффективные методы охлаждения
ЦНД, так и мероприятия по снижению эрозии выходных кромок рабочих
лопаток последних ступеней.
286
Рис. 13.10. Установка термогребенок
за последними ступенями ЦНД.
1—4—номера термопар
Рис. 13 11. Результаты измерений температур в рабочей лопатке последней
ступени длиной 1200 мм экспериментального натурного ЦНД при работе на
малорасходиом режиме (частота вращения ротора 50 с ’, давление в конден-
саторе 7,85 кПа, расход пара 8,1 кг/с)
О—температура пара, 0—температура металла °C
В турбинах ЛМЗ с рабочими лопатками последних ступеней длиной
960 мм для охлаждения выходных патрубков и лопаток используется подсос
пара и мелкодисперсной влаги из верхней части конденсатора к рабочим
лопаткам в малорасходных режимах. Этот способ лучше применяемого
другими заводами и фирмами водяного форсуночного охлаждения, так как
позволяет исключить избыточную влагу в зоне последней ступени.
Для исследования температурного состояния паровых потоков в зоне
последней ступени ЛМЗ применяются также специальные термогребенки,
устанавливаемые за последней ступенью в двух взаимно перпендикулярных
направлениях (рис. 13 10).
С помощью такой термооснастки исследованы температурные поля в ЦНД
турбии мощностью 300, 800 и 1200 МВт, и в их проточных частях на
различных режимах и получены зависимости температур от расхода пара
в ЦНД, от вакуума, частоты вращения и температуры пара перед ЦНД
Представляют значительный интерес температурные поля в рабочих лопатках
последних ступеней (рис 13.11).
13.3 ПУСКОВЫЕ СХЕМЫ
В состав пусковой схемы блока кроме основных элементов
пароводяного тракта тепловой схемы включают специальные
устройства и трубопроводы, используемые только при пусках,
287
остановках и сбросах нагрузки. Характеристики и количество
этих устройств зависят от конструктивных особенностей обо-
рудования и в первую очередь котла и турбины. Пусковая
схема обеспечивает ту или иную технологию растопки котла
и пуска турбины.
Однобайпасные пусковые схемы. В СССР турбины ЛМЗ,
как правило, устанавливают по одиобайпасной схеме блоков
с применением технологии пусков турбин паром скользящих
параметров, при которой в процессе пуска после достижения
определенных значений происходит поыепенное нарастание
расхода, давлений и температур свежего и вторично перегретого
пара Такая технология обеспечивает благоприятные условия
прогрева турбины при пуске и способствует снижению пусковых
потерь. К недостаткам однобайпасной схемы следует отнести
ограниченный расход пара через промежуточный паропере
греватель котла и необходимость обеспаривания системы
промперегрева в начальный период пуска турбины. Эю часто
ставит создателей котлоагрегата в затруднительное положение,
и для ряда топлив оказывается сложным выбор мебта
расположения и конструкции пароперегревателя котла.
На рис. 13.12 представлена упрощенная пусковая схема
моноблока 300 МВт с прямоточным котлом. По условиям
надежности температурного режима и гидродинамики парооб-
разующих экранов котла растопочный расход питательной
воды должен быть не менее 30% номинального, а давление
среды в экранах должно поддерживаться на уровне, близком
к рабочему.
Для обеспечения режима пуска турбины паром скользящих
параметров котел оснащен встроенным пусковым узлом, в со-
став которого входя г встроенная задвижка (ВЗ), встроенный
сепаратор (ВС) и трубопроводы с дроссельными клапанами
подвода среды к ВС (Др-1), сброса влаги (Др-2) и отвода
пара из ВС (Др-3)
В начале пуска ВЗ закрыта Ее открывают после
исчерпания пропускной способности пускового узла и до-
стижения давления свежего пара, близкого к номинальному.
С помощью клапана Др-1 поддерживается давление в па-
рообразующих экранах котла. Регулирование сброса влаги
из ВС клапаном Др-2 обычно ведут так, чтобы вместе
с влагой отводилось и некоторое количество пара. При
достижении температуры среды перед ВЗ 410' С закрытием
клапана Др-2 осуществляется перевод котла на прямоточный
режим. Клапан Др-3, так же как и ВЗ, при остановке
блока закрывается, что позволяет обеспарить перегреватель
и избежать скопления конденсага в нем.
При пуске блока после достижения в ВС определенного
давления и степени сухости пароводяной смеси открытием
288
s
s
и
(Й
131,s?
?iil
hih
Ecl^g
Ий:1
Ьй
I hil
^ihl
59 о « S «
flip*
“hl
w |°o ₽•!§ s
I Wil!
c £ h“
8й ’S I «
§H S
fih'Ss
“ssg8,s
ЙП
8S ЛЗЕ

19 Заказ 1948
289
клапана Др-3 осуществляют подключение пароперегревателя
и прогрев паропроводов. Пароводяная смесь из ВС через
Др-2 сбрасывается в растопочный расширитель Р-20 Для
утилизации теплоты при пуске блока пар из Р-20 направляется
в деаэратор. При пусках после ночных и кратковременных
остановок дб открытия клапана Др-3 в Р-20 выделяется пара
больше, чем’ нужно для деаэратора. Избыточный пар по
специальной линии сбрасывается в конденсатор Загрязненная
вода из Р-20 в начальный период пуска сбрасывается в цир-
куляционный водовод, а по достижении заданного качества
направляется в конденсатор.
В схеме предусмотрен байпас турбины (ПСБУ) для сброса
свежего пара в обвод турбины в конденсатор при пуске блока
или при сбросе нагрузки на турбине. При пуске блока сброс
пара через ПСБУ производится до тех пор, пока температура
свежего пара не достигнет значения, требуемого графиком
пуска турбины. Для эффективного прогрева главных паро
проводов отвод пара на ПСБУ должен осуществляться' воз-
можно ближе к главным паровым задвижкам (ГПЗ) или
к стопорным клапанам турбины. Пропускная способность
ПСБУ обычно принимается по режиму пуска энергоблока из
горячего состояния, при котором температура свежего пара
должна быть повышена до минимальной, а расход его равен
расходу питательной воды Такая же пропускная способность
(около 30% номинальной) требуется от ПСБУ при сбросе
нагрузки на турбине до холостого хода или до нагрузки
собственных нужд.
Одноступенчатое байпасирование турбины со сбросом све-
жего пара непосредственно и пароприемные устройства кон-
денсатора применено в СССР в качестве типового решения
для всех энергоблоков мощностью 200, 300, 500, 800
и 1200 МВт Такое схемное решение учитывалось при проек-
тировании котлов этих энергоблоков. Поэтому их промежуточ-
ные перегреватели размещены в зоне пониженных температур
газов. При этом допускается длительная работа этих котлов
на режимах с нагрузкой 30% номинальной без охлаждения
промежуточных перегревателей паром, т. е. при сбросах нагруз-
ки или до подачи пара в турбину при пуске.
Для прогрева системы промежуточного перегрева и для
ее обеспаривания в схеме предусмотрены специальные линии
сброса пара из горячих паропроводов промежуточного пере
грева в конденсатор, сбросные клапаны которых открываются
авюматически при закрытии стопорных клапанов ЦСД.
Для прогрева системы промежуточного перегрева между
главными паропроводами и холодными паропроводами про-
межуточного перегрева устанавливается специальная РОУ огра-
ниченной паро производительности. В представленной на
290
рис. 13.12 типовой пусковой схеме моноблока 300 МВт для
прогрева системы промперегрева при отсутствии РОУ для
” пусков из холодного состояния подается пар от растопочного
расширителя или применяется так называемый совмещенный
прогрев, при котором подается пар в ЦВД, систему промпере-
грева и по сбросным линиям — в конденсатор, турбина при
I этом работает на частоте вращения 800 об/мин при обес-
паренных ЦСД и ЦНД. Этот способ имеет ряд недостатков
и применяется на ограниченном числе блоков 300 МВт.
При пуске энергоблока, работающего с однобайпасной пу-
сковой схемой, принята следующая технология пусков турбин
Пуск ИЗ ХОЛОДНОГО СОСТОЯНИЯ. По этому режиму турбина
пускается, если температура нижней половины ЦВД в зоне
| паровпуска ниже 150° С.
После включения в работу валоповоротного устройства,
I подачи пара на уплотнения и наборе вакуума производится
растопка котла со сбросом свежего пара через ПСБУ в кон-
денсатор турбины. При этом прогреваются главные паро-
| проводы, а при открытии байпасов ГПЗ—стопорные клапаны
ЦВД и перепускные грубы от них к регулирующим клапанам.
Путем открытия РОУ производится прогрев системы пром-
перегрева с отводом пара через сбросные клапаны ЦСД
в конденсатор. При этом производится также прогрев ЦВД
и перепускных труб от регулирующих клапанов до ЦВД.
После завершения прогрева трубопроводов свежего пара,
| системы промперегрева, перепускных труб ЦВД, ЦВД, стопор-
ных и регулирующих клапанов производится пуск турбины
по графику пуска из холодного состояния (рис. 13.13, а). Для
| улучшения условий прогрева цилиндров и управления от-
| посительными удлинениями роторов включается в работу
। система обогрева фланцев и шпилек ЦВД и ЦСД.
После выполнения проверок работы систем турбины на
| холостом ходу производится синхронизация турбогенератора,
включение его в сеть и нагружение турбины согласно графику
| пуска.
Пуски из неостывшего и горячего состояний. В зависимости
| от теплового состояния турбины режимы пуска подразделяются
на следующие виды: из неостывшего состояния, из горячего
состояния и после кратковременной остановки.
Подготовка к пуску турбины и вспомогательного оборудова-
| пня производится так же, как и при пуске из холодного
| состояния. Перед пуском турбины производится прогрев кор-
пусов стопорных клапанов, если их температура более чем
I на 50° С ниже температуры металла паровпуска ЦВД. Прогрев
< топорных клапанов и перепускных труб между стопорными
и регулирующими клапанами производится при достижении
; 1емпературы пара перед ГПЗ на 80° С выше температуры
291
корпусов стопорных клапанов открытием байпасов ГПЗ и дре-
нажей пароперепускных труб. Регулирующие клапаны при этом
закрыты. При пусках из горячего состояния прогрев стопорных
клапанов и пароперепускных труб не производится.
Температура свежего пара до подачи в турбину должна
быть на 80—100° С выше температуры металла паровпуска
ЦВД, но не выше номинальной.
Прогрев системы промперегрева производится при всех
пусках после простоев более 8 ч. Этот прогрев заканчивается
при выравнивании температур металла трубопровода горячего
промперегрева перед стопорными клапанами ЦСД и корпуса
ЦСД в зоне паровпуска и превышении к концу прогрева
температуры пара перед стопорными клапанами ЦСД над
температурой металла корпуса ЦСД в зоне паровпуска на 70° С
После завершения прогрева 'трубопроводов, достижения
пусковых параметров свежего пара и пара промперегрева,
требуемых графиками пуска, система промперегрева обес-
паривается. После проверки отсутствия искривления вала при
давлении в конденсаторе не более 8 кПа приступают к пуску
турбины подачей пара в ЦВД и ЦСД. Набор частоты
вращения и нагружение турбины производится согласно графи-
ку пуска. Работа турбины на холостом ходу ограничивается.
292
I Первоначальная нагрузка турбины после включения генератора
в сеть при пусках из неостывшего и /горячего состояний
 определяется температурой пара в камере регулирующей
сгупени- при правильно выбранной первоначальной нагрузке
\ температура пара в регулирующей ступени не должна снижать-
ся, для того чтобы не было расхолаживания ЦВД. Нагружение
» турбины до выхода котла на прямоточный режим производится
на скользящих параметрах пара с постепенным повышением
давления и температуры свежего пара и пара промперегрева.
Принципиальная пусковая схема, предназначенная для монобло-
! ков с паровыми турбинами типа К-800-240, выполнена однобайпас-
ной с одним ПСБУ и одним пускосбросным устройством
г собственных нужд (ПСБУ СН) (рис. 13 14) Схема рассчитана на
применение сепараторных режимов пуска блока и растопки котла
из любых тепловых состояний, на удержание блока в работе при
сбросах нагрузки до собственных нужд или холостого хода
Й Встроенные в тракт козла сепараторы с дроссельными
устройствами предназначены для получения пара скользящих
параметров при пусках турбины из различных тепловых
состояний. Встроенные сепараторы рассчитаны на пропуск 30%
‘номинального расхода среды. Из встроенных сепараторов
пароводяная смесь поступает в растопочный расширитель Р-20
i с давлением 2 МПа. В начальный период пуска загрязненная вода
I из расширителя сбрасывается в циркуляционные водоводы, а при
 достижении требуемого качества конденсата схема переключает-
ся на подачу воды в водоприемный коллектор конденсатора Пар
 из расширителя может направляться в коллектор собственных
В нужд блока, непосредственно в паровой коллектор деаэраторов,
а также может сбрасываться в конденсатор.
При пусках и остановках блока, сбросах нагрузки и холостом
ходе, когда паропроизводительность котла превышает расход
пара через турбину, пар из паропровода свежего пара через ПСБУ
сбрасывается в конденсатор. Пропускная способность ПСБУ
375 т/ч при расчетных параметрах пара 15,7/0,98 МПа и 560е С.
f ПСБУ СН — такой же пропускной способности, рассчитано
на давление пара за ним 3,92 МПа. Пар из паропровода
‘свежего пара через ПСБУ СН (рис. 13.14) и дроссельные
шайбы Ш-1 и Ш-2 подводится в коллектор собственных нужд
I для питания деаэраторов, уплотнения основной и вспомогатель-
ных турбин, калориферов, турбоприводов питательных насосов
и других потребителей. Избыточное количество пара, пропуска-
емое ПСБУ СН, сбрасывается в конденсатор из участка
паропровода между шайбами Ш-1 и Ш-2 по сбросному
трубопроводу, на котором установлены задвижка, регулиру-
ющий клапан и впрыскивающий пароохладитель. Суммарная
пропускная способность ПСБУ и ПСБУ СН соответствует
производительности котла после сброса нагрузки турбины до
293
Рис 13 14. Типовая пусковая схема моноблока 800 МВт с котлом ТГМП-240
и турбиной К-800 240-3
1—коллектор J,05 МПа и 250° С, 2—коллектор 1,05 МПа, 400° С, 3—коллектор
собственных нужд, 4—на мазутное хозяйство, 5—из IV отбора турбины, б—из III отбора
турбины, 7—к турбовоздуходувке котла (ТВД), 8—на мазутные форсунки.
9—на уплотнения ЦВД и ЦСД, 10—на уплотнения ЦНД, 11—в циркуляционные
холостого хода и снижения давления пара перед ней до
16—17 МПа. Температура пара, сбрасываемого в пароприем-
ные устройства конденсатора, не должна превышать 200° С.
Для обеспечения этого требования на впрыск ПСБУ и ПСБУ
СН подается вода от промежуточных ступеней питательных
294
водоводы, 12—в бак горячего конденсата (БГК), 13—от насосов бака запаса конденсата
(БЗК), 14— нормальная подпитка, 15 — аварийная подпитка, 16—в конденсатор 17—
впрыск конденсата от КЭН-11, 18—в деаэратор, 19—на калориферы, 20—на ПНД-
2, 2/—на обогрев фланцев и шпилек ЦВД и ЦСД, 22 на эжекторы и уплотнения
приводных турбин ТПН и ТВд
насосов. Кроме того, пар после РКС и непосредственно
в пароприемных устройствах конденсатора дополнительно
увлажняется водой от КЭН II ступени. ПСБУ СН предназ-
начено также и для прогрева системы промежуточного пере-
грева путем подачи пара после пароохладителя ПСБУ СН
295
в трубопроводы ходе того промперегрева через от чающие
сблокированные задвижки.
В пусковой схеме предусмотрены специальные сбросные
клапаны для сброса пара из трубопроводов горячего промперег
рева перед стопорными клапанами ЦСД в конденсатор, за
счет чего производится необходимый прогрев всего тракта
промперегрева и обеспаривание его при сбросах нагрузки.
Автоматическое включение ПСБУ и ПСБУ СН произ
водится при срабатывании любой из защит, переводящие
котел на растопочную нагрузку вследствие отключения турбины
или перевода на холостой ход. При повышении давления
первичного пара в паропроводе, подводящем пар к ПСБУ
до 24,9 МПа, также происходит его автоматическое включение
Действие блокировок при автоматических включениях и от
ключепиях ПСБУ и ПСБУ СН в данной схеме не рассмат
ривается.
Проверку готовности ПСБУ и ПСБУ СН необходимо
производить перед каждой растопкой когда до его заполнения
водой, при этом убедиться, что вентили на подводе воды
на впрыски закрыты, что грузы на предохранительных клапанах
сбросного трубопровода ПСБУ СН и коллектора собственных
нужд блока установлены в отрегулированных местах и сами
клапаны в исправном состоянии, что в паропроводах свежего
пара отсутствует давление, что включены все контрольно
измерительные приборы и подано напряжение на приводы
пускосбросных устройств, что паровые и водяные клапаны
ПСБУ и ПСБУ СН свободно перемещаются при дистанци
окном воздействии на их привод с блочного щита управления,
что действия защит и блокировок пускосбросных устройств
соответствуют требованиям специальных инструкций
Во время работы блока следят за положением регулиру
ющих клапанов и вентилей на впрысках. Они должны бы то
закрыты при закрытых паровых клапанах.
Предохранительные клапаны сбросного паропровода ПСБУ
СН и коллектора собственных нужд блока настроены на
срабатывание при давлении 2,26 МПа. Настройку предох-
ранительных клапанов следует производить после монтажа,
ремонта и с периодичностью не реже I раза в 6 мес.
Предохранительные клапаны ПСБУ настраиваются путем
подачи пара от постороннего источника при установленной
временной заглушке со стороны сбросного трубопровода
которая после настройки клапана должна быть удалена.
Пускосбросные устройства должны включаться в работу
автоматически, а в случае отказа автоматики, защит или
блокировок их функции должен взять на себя оператор.
Графики пуска турбины К-800-240 представлены на
рис. 13.15.
296

297
Рис. 13.16 Двухбайпасная пусковая схема блока.
I и 2—основной и промежуточный перегреватели котла; 3 и 4—стопорный и регу-
лирующий клапаны ЦВД, 5 и 6—стопорный и регулирующий клапаны ЦСД, 7—
пароприемное устройство конденсатора, 8 и 9—обратные клапаны и их байпасы,
10—дренажи пароперепускных труб
Двухбайпасные пусковые схемы. В связи с запросами
зарубежных заказчиков турбины мощностью 200, 300 и 500 МВт
ЛМЗ должны были устанавливаться в энергоблоках с котлами
иностранных фирм, которые требовали при пусках большого
расхода пара через промперегреватель в процессе растопки
котла и работы его на частичных нагрузках. Схема такого
блока получила название двухбайпасной, так как включает
байпас ЦВД в виде линий, соединяющих главные паропроводы
с паропроводами холодной части промежуточного перегрева,
с установкой на них БРОУ-1, и байпас ЦСД—ЦНД турбины
в виде линий, соединяющих горячие паропроводы системы
промперегрева с конденсатором, с установкой на них БРОУ-2
(рис. 13.16). Производительность БРОУ-1 часто достигает 100%,
и клапаны ее при этом могут выполнять роль предохранитель-
ных клапанов свежего пара котла.
Такая схема обладает одним бесспорным преимуществом-
при пусках блока из любого теплового состояния растопка
котла на конденсатор турбины производится в обвод турбины
и обеспечивает получение практически любых параметров
свежего пара и пара промперегрева, которые требуются для
пуска турбины. С тем чтобы исключить взаимодействие
растопочного пара промперегрева на ЦВД и РВД турбины,
за ЦВД устанавливаются обратные клапаны. Растопка котла
на конденсатор производится при достижении в конденсаторе
определенного вакуума и при работе турбины в режиме
валоповорота. В связи с наличием в системе промперегрева
большого количества пара и невозможностью отключения
298
•лой системы в момент пуска турбины (так как промперег-
реватель котла находится в зоне высоких температур) потре-
бовалась разработка новой технологии пуска турбины—с
подачей пара не в ЦВД, а в ЦСД. При этом ЦВД при
наборе частоты вращения и в процессе частичного нагружения
находится в так называемом беспаровом режиме и подключа-
ется в работу только по достижении определенной нагрузки,
зависящей от теплового состояния ЦВД и составляющей от
15 до 30% номинальной нагрузки турбины.
В начальный период постановки задачи о работе ЦВД
турбины в беспаровом режиме отсутствовали данные о нагреве
проточной части турбин при работе в беспаровом режиме,
ti также были неясны способы и возможности длительной
работы в таком режиме Поэтому длительность беспарового
режима
жестко ограничивалась заводскими инструкциями'
допустимое время работы составляло несколько минут.
С целью изучения нагрева проточной части ЦВД турбин
были разработаны специальные термопары для контроля за
температурой пара и металла и методика таких измерений.
При этом обеспечивалась возможность контроля температуры
пара по ступеням с помощью специальных малоинерционных
термопар, горячие спаи которых устанавливались непосредст-
венно в каналы диафрагм. Термопары по металлу устанав-
ливались на направляющих лопатках, на теле и на ободе
диафрагм. При этом была разработана надежная схема вывода
таких термопар из проточной части ЦВД, обеспечивающая
длительный контроль и работу термопар в процессе испытаний
и эксплуатации турбины.
Первые измерения производились во время режимных
испытаний турбин К-200-130-1 Прибалтийской ГРЭС Эти
испытания показали, что нагрев ступеней зависит от давления
пара в ЦВД, т е. от его плотности. При различном давлении
были получены допустимые времена работы этого ЦВД
в беспаровом режиме. К моменту потребности в таких схемах
был накоплен некоторый опыт по работе ЦВД турбин других
мощностей и параметров в беспаровом режиме. Это позволило
разработать технологию такого режима Возможность длитель-
ной работы ЦВД турбин на рабочей частоте вращения
в беспаровом режиме может обеспечиваться двумя путями:
созданием в ЦВД вакуума или расхода охлаждающего пара
Первый путь получил наименование вакуумного режима работы
ЦВД, второй—работы с противотоком. Для возможности
работы ЦВД в таких режимах потребовались следующие
дополнения к пусковым схемам во-первых, создание линий,
соединяющих ЦВД с конденсатором, и, во-вторых, установка
байпасов на обратных клапанах, расположенных за ЦВД (см.
рис. 13.16). Наличие этих элементов позволяет создать в ЦВД
299
Рис. 13.17 Температурное состояние ЦВД турбины К-300-240 при длительной
работе на холостом ходу под вакуумом:
1—температура пара в камере регулирующей ступени. 2 3, 4 температура пара в III, VI
и IX ступенях, I т —температура перепускных труб, t - температура пара в паро-
п т₽ проводах холодного промперегрева
вакуумный или противоточный режим при длительной ра-
боте турбины на холостом ходу для электрических испыта-
ний генератора, а также при пусках или при сбросах
нагрузки.
Так, например, при работе ЦВД турбины типа К-300-240
в ЦВД создавалось давление 20—40 КПа. При электрических
испытаниях генератора турбина длительно (около 17 ч) рабо-
тала на холостом ходу. Изменения температур по проточной
части носили довольно плавный характер (рис 13 17) Тем-
пература пара в регулирующей. III и VI ступенях к конц\
длительной работы в беспаровом режиме повысилась примерно
на 50° С и достигла 150-—155' С, а в IX ступени — на 75° С
и достигла 185° С
На рис. 13 18 показано изменение температур в ЦВД
турбины типа К-300-240 при работе в противоточном режиме.
Из анализа данных по изменению температур в проточной
части ЦВД следовало, что оба режима обеспечивают надежную
работу ЦВД во время всего периода отключения Применение
каждого из них должно соответствовать решаемой в процессе
пуска задаче. Например, при необходимости сохранить тем-
пературное состояние ЦВД на определенном уровне следует
применять вакуумный режим работы, и наоборот, при необ-
ходимости повысить температуры в ЦВД можно применить
противоточный режим работы. Возможности применения про-
тивоточного режима ограничиваются работой БРОУ-1, так
как при пусках горячей турбины на противоток можно подавать
пар только с температурой, превышающей температуру метал-
ла ЦВД и РВД, а она ограничена условиями работы БРОУ-1,
т. е. температурой пара за ним.
300
Рис. 13 18. Изменение температур в ЦВД турбины К-300-240 при работе на
холостом ходу под противотоком при рпп=1 МПа, „„=220° С (обозначения
см. в подписи к рис 13.17)
Создание двухбайпасных пусковых схем и обеспечение
возможности новой технологии пуска турбин потребовали
также изменений в системе автоматического регулирования
турбины (САР). При этом была введена так называемая
перестройка САР, которая обеспечивает уверенное отключение
или подключение ЦВД в необходимый момент пуска или
при сбросе нагрузки при достижении определенного значения
управляющего давления в системе регулирования турбины.
Во избежание ошибочных действий персонала при работе
ЦВД в беспаровом режиме, которые могут привести к перегреву
элементов РВД и ЦВД, в турбинах для двухбайпасных схем
введена защита по беспаровому режиму. В этой защите
в качестве импульса берутся показания термопар, измеряющих
температуру пара в ЦВД. При превышении определенной
температуры пара эта защита воздействием на автоматические
стопорные клапаны отключает турбину.
При отработке режимов пуска турбин в двухбайпасных пусковых схемах
решались также следующие важные вопросы
1	Выбор давления в системе промперегрева С одной стороны, эта
величина задается и определяется конструкцией котла, с другой — обеспечива-
ется соотношением открытия БРОУ-1 и БРОУ-2, с третьей—определяет
возможности прогрева ЦВД при противотоке и момент включения ЦВД
в работу. Испытаниями было установлено, что оптимальным давлением для
различных видов пусков для ЦВД с петлевой схемой потока основного пара
является давление от 0,5 до 1,2 МПа
2	. Выбор мощности, при которой необходимо включать в работу ЦВД
Так как ЦВД включается в работу автоматически и в течение короткого
301
времени, а расход пара на турбину в этот момент уже составляет
15—30% номинального, то неправильный выбор мощности может при
вести либо к высоким скоростям прогрева ЦВД и РВД, либо к
их недопустимому расхолаживанию Результаты испытаний позволили
выбрать соответствующие критерии оптимального подключения ЦВД
Определяющим при этом является выбор такой мощности при подклю
чении, при которой температура пара в камере регулирующей сту
пени турбины незначительно отличается от температуры металла ЦВД
в этой зоне
3	Выбор мощности турбины в период после включения в работу ЦВД
Испытания показали, что если после включения ЦВД недостаточно загружен
по пару, то по проточной части в золе последних ступеней начинается
интенсивный рост температур пара, который может привести к отключению
ЦВД защитой по беспаровому режиму. Если наблюдается такой рост
температур на последних ступенях, необходимо повысить нагрузку и расход
пара через ЦВД, тогда в ЦВД устанавливается нормальный процесс расширения
пара по проточной части.
4	. Наладка совместной работы котла и турбины в режимах пуска,
останова и при сбросах и набросах электрической нагрузки. Необходимость
такой наладки связана с особенностями котлов, турбин и элементов пусковой
схемы.
В итоге пусконаладочных работ и испытаний были получены следующие
преимущества двухбайпасной схемы с точки зрения повышения маневренности
турбин и энергоблоков
возможность качественного прогрева системы промперегрева- паропроводов
холодных н горячих линий и самого промперегревателя;
быстрое и надежное получение параметров и расхода свежего пара и пара
после промежуточного перегрева при пусках турбины из любого теплового
состояния,
возможность качественного прогрева ЦВД и РВД при пусках холодной
и неостывшей турбины за счет создания противоточного потока пара путем
открытия байпасов обратных клапанов при наличии высокого давления пара
в системе промперегрева в период работы турбины в режиме валоповорота
или на частотах вращения вплоть до номинальных,
улучшение условия прогрева перепускных труб, стопорных клапанов, ЦСД
и РСД за счет повышенного расхода пара через них при пусках турбины
подачей пара в ЦСД,
улучшение условий работы последних ступеней ЦНД за счет повышенного
расхода пара при работе турбины с отключенным ЦВД, что особенно важно
в период работы турбины на малорасходных режимах Это обстоятельство
как способствует снижению температуры пара на последних ступенях, так
и уменьшает подсос влаги и, следовательно, снижает эрозию выходных
кромок рабочих лопаток последних ступеней,
исключение практически полностью проблемы возникновения термичес-
ких напряжений в РВД и ЦВД при сбросах нагрузки, так как при вы-
ходе на холостой ход или на нагрузку собственных нужд ЦВД выклю-
чается из работы;
302
улучшение условий работы системы обогрева фланцев и шпилек ЦВД
в ЦСД, так как появляется источник пара высокой температуры и нею i пкого
давления—паропроводы горячих линий системы промперегрева.
Ниже приводится описание последовательности пуска из холодного
[состояния турбин, установленных в двухбайпасной схеме.
1)	турбина подготавливается к пуску блока в соответствии с инструкцией
по эксплуатации,
2)	растапливается котел а образующийся растопочный пар через БРОУ-!
и БРОУ-2 направляется в конденсатор турбины до получения пара «толчковых»
1 параметров (рис 13.19). Необходимо следить за тем. чтобы температура
пара за БРОУ-2 была не выше 200' С и не ниже 160г С, а вакуум не хуже
1?3 кПа (550 мм рт ст.),
3)	открываются дренажи или специальные паропроводы, соединяющие
ЦВД с конденсатором турбины;
4)	после достижения температурой пара значения, превышающего на 80е С
I температуру металла стопорных клапанов ЦВД, путем открытия байпасов
ГПЗ при открытых стопорных клапанах плавно прогреваются (одновременно
с растопкой котла) перепускные трубы ЦВД до 250' С и коробки стопорных
Клапанов до 200° С;
5)	после достижения температурой пара после промперегрева значения,
на 80е С превышающего температуру стопорных клапанов ЦСД, открытием
стопорных клапанов ЦСД прогреваются перепускные трубы ЦСД до 180 С;
6)	после достижения в холодных нитках промперегрева темпера 1уры
190 С путем постепенного открытия байпасов обратных клапанов за ЦВД
и плавного повышения давления в ЦВД, прогревают противотоком ЦВД
до 140‘ С и перепускные трубы от регулирующих клапанов ЦВД до ЦВД
до 150' С,
7)	после достижения устойчивых «толчковых» параметров пара
перед турбиной открытием регулирующих клапанов ЦСД начинают на-
бор частоты вращения согласно графику пуска. При «=17 — 20 с-1 бай-
пасы обратных клапанов закрывают и в ЦВД устанавливается ваку-
ум. Частоту вращения валопровода повышают до 50 с-1 Прогрев
на холостом ходу производится в течение 25—30 мин ЦВД при этом
находится в беспаровом режиме под вакуумом Необходимо следить за
состоянием ЦВД по температуре и давлению пара в камере регулирующей
ступени и на выхлопе ЦВД. Защита по беспаровому режиму ЦВД должна
быть включена,
8)	убедившись в нормальной работе турбины, проводят синхронизацию
генератора и включают его в сеть, набирают нагрузку 10. ,20 МВт
и прогревают ЦСД на этой нагрузке При этом необходимо следить за
наличием вакуума в ЦВД,
9)	поднимают нагрузку до 15—20%, при этом производят перестройку
регулирующих клапанов и включают ЦВД в работу с нормальным
протоком пара
Технология ка турбины из неостывшего (горячего) состояния следующая
(рис. 13.19, б).
1) подготовив турбину и турбоустановку к пуску энергоблока в со-
303
Й S fe й <ъ * «»
ГТ—Т—I--И IZ I г I 113-
Рис 13 19. Графики пуска турбины при двухбайпасной схеме,
холодного состояния (температура металла гм низа ЦВД в зоне паровпуска ниже 150° С); б—из неостывш
(гмж310г С), в—из горячего состояния (?м«400'С), г—после кратковременой остановки (/„«420’0)
£
I
<3
втветствии с инструкцией, растапливают котел, сбрасывая пар через
БРОУ-1 и БРОУ-2 в конденсатор с целью получения необходимых «толч-
ковых» параметров. При этом нужно следить за тем, чтобы темпсра-
iypa за БРОУ-2 была нс выше 200° С, а вакуум не хуже 73 кПа (550 мм
рт ст.),
[	2)	открывают дренажи, стопорные клапаны ЦВД и ЦСД и плавно
[прогревают перепускные трубы от стопорных до регулирующих клапанов
ЦВД и ЦСД открытием байпасов ГПЗ,
I 3) проверяют, что в ЦВД турбины вакуум и защита по беспаровому
режиму ЦВД введены в работу,
4)	производят перестройку регулирующих клапанов ЦСД на режим пуска
(опережающее открытие) и после достижения устойчивых «толчковых» парамет-
ров пара перед турбиной открытием регулирующих клапанов ЦСД набирают
частоту вращения валопровода до 50 с-1 в соответствии с графиком пуска
При этом следят за наличием вакуума в ЦВД и за состоянием ЦВД по
(температуре н давлению в камере регулирующей ступени, в проточной части
и на выхлопе ЦВД,
5)	убедившись в нормальной работе турбины на холостом ходу, проводят
[синхронизацию генератора и включают его в есть. Набирают нагрузку 10 20
МВт и выдерживают турбину на этой нагрузке, согласно графике пуска,
для прогрева остывших элементов турбины, удерживая ЦВД на этом режиме
под вакуумом,
6)	поднимают нагрузку до 25— 30% путем открытия регулирующих
клапанов ЦСД в нормальное положение (параллельное открытие с регули-
рующими клапанами ЦВД). При нагружении ЦВД подключается в работу
на нормальный проток пара:
7)	дальнейшее нагружение турбины производится согласно графику пуска
открытием регулирующих клапанов турбины и повышением параметров
и расхода пара котла.
Приведенная выше технология пуска турбин в двухбайпасных пусковых
схемах, разработанная ЛМЗ, применяется уже более 15 лет на турбинах,
поставленных для зарубежных блоков мощностью 200, 300 и 500 МВт
с котлами различных зарубежных фирм
Конструктивные мероприятия по обеспечению высокой манев-
ренности турбин. Для обеспечения все возрастающих требований
к маневренности мощных паровых турбин, наряду с описанной
выше методикой расчетных исследований температурных полей,
удлинений, зазоров и температурных напряжений в элементах
турбин при переходных режимах, а также совершенствованием
тепловых и пусковых схем турбин и энергоблоков. ЛМЗ
проводит непрерывное совершенствование конструкций турбин
для возможности осуществления их быстрых и надежных
пусков из различных тепловых состояний и других режимов
маневрирования. При этом в длительной эксплуатации про-
верены и широко применяются следующие конструктивные
решения:
20 Заказ 1948	305
двухстенные конструкции ЦВД и ЦСД;
узкие фланцы горизонтального разъема ЦВД и ЦСД;
симметричные паре впуски ЦВД и ЦСД;
дополнительный обогрев фланцев и шпилек ЦВД и ЦСД,
управление относительными удлинениями роторов за счет
подачи пара соответствующей температуры на концевые уп-
лотнения ЦВД и ЦСД;
устранение насадных втулок в зоне концевых уплотнений
РВД и концентраторов в виде тепловых канавок и малых
радиусов галтелей на роторах,
переход от конструкции РСД с думмисом (разгрузочным
поршнем) к симметричным РСД в турбинах мощностью 500
и 800 МВт;
обеспечение приемлемого уровня температур в ЦНД за
счет применения специальной конструкции и использования
мест расположения пароприемных устройств в конденсаторах;
снижение эрозии выходных кромок рабочих лопаток послед-
них ступеней при пусках турбин путем соответствующей
организации сбросов воды в конденсатор и автоматического
управления расходом воды на впрыски в пароприемные
устройства конденсаторов в зависимости от температурного
состояния ЦНД;
совершенствование системы дренажей паропроводов, кла-
панов и цилиндров турбин;
улучшение условий тепловых расширений турбин в осевом
направлении за счет выравнивания нагрузок на лапы цилиндров
при монтаже паропроводов, а также путем снижения трения
опорных поверхностей скольжения корпусов подшипников при-
менением специальных разгружающих устройств, смазывающих
паст и пластмассовых прослоек.
В заключение необходимо отметить, что проведенные ЛМЗ
исследования и конструкторские разработки позволили создать
научно обоснованные и проверенные практикой методы обес-
печения высокой маневренности мощных паровых турбин,
позво чощие надежно эксплуатировать турбины в различных
пусковых схемах с котлами разных типов и надежно назначить
практически все необходимые режимы работы турбин и блоков"
пуски из различных тепловых состояний, остановки, сбросы
элект рической нагрузки, работу на холостом ходу и с различной
нагрузкой
Турбины СКД обычно работают в базовом режиме с числом
плановых пусков и остановок до 50 в год (остановки на
выходные дни). При необходимости они достаточно быстро
и надежно пускаются и после более коротких остановок.
Пуски из холодного состояния бывают сравнительно редки,
так как они обычно проводятся после монтажа или ремонта
оборудования.
306
Глава четырнадцатая
ОБЕСПЕЧЕНИЕ ВИБРАЦИОННОЙ НАДЕЖНОСТИ
ВАЛОПРОВОДОВ ТУРБИН
141 ОБЕСПЕЧЕНИЕ ВИБРАЦИОННОЙ НАДЕЖНОСТИ В ПРОЦЕССЕ
ИЗГОТОВЛЕНИЯ И МОНТАЖА ТУРБИН
Вибрация статорных и роторных турбинных элементов
представляет собой их периодическое движение, происходящее
в результате действия циклических возмущающих сил, воз-
никающих при работе турбоагрегата. Вибрация является не-
желательным, подлежащим строгому нормированию явлением,
так как она приводит к износу уплотнений, уменьшает срок
службы баббитовой заливки подшипников, крепежа статорных
элементов, первичной приборной оснастки, увеличивает звуконз-
лучение работающего агрегата, может вызвать просадки фун-
дамента за счет виброуплотнения грунта, сокращает меж-
ремонтный период. В отдельных, наиболее неблагоприятных
случаях вибрация может привести к ограничениям по режимам
работы агрегата вплоть до его разгрузки и остановки. Таким
образом, вибрационное состояние агрегата является интеграль-
ной характеристикой качества его изготовления, монтажа
и эксплуатации, а также одним из показателей его надежности,
экономичности и конкурентоспособности.
Поскольку интенсивность вибрации зависит от возмуща-
ющих сил и таких свойств колеблющейся системы как масса,
жесткость, демпфирование, то виброналадка есть целенаправ-
ленное воздействие либо на возмущающие силы, либо на
указанные свойства системы. Выбор того или иного средства
наладки определяется конструктивными, технологическими
и экономическими соображениями.
Существуют две основные группы мероприятий по обес-
печению вибрационной надежности: первая группа—техноло-
гические мероприятия, выполняемые на заводе-изготовителе,
вторая— виброналадочные работы на электростанциях, про-
водимые в случае необходимости после завершения монтажа
или во время ремонта агрегата.
Одной из причин появления вибрации валопроводов яв-
ляется технологическая несбалансированность роторов. Под
этим термином подразумевается наличие постоянного со-
средоточенного или распределенного по длине ротора дис-
баланса, т е. смещения вращающихся масс относительно оси
вращения, возникшего при изготовлении роторов и их соедине-
нии. Центробежные сипы, вызванные дисбалансом, передаются
через цапфы роторов на опоры, вызывая их колебания,
307
Рис. 14 1. Схема прибора для
статической развески лопаток
амплитуда которых зависит как о г дисбаланса, так и от
динамических свойств (массы, жесткости) роторов и опор.
Основным средством снижения дисбаланса в условиях
изготовления является балансировка роторов во всем рабочем
диапазоне частот вращения включая номинальную. Однако
для повышения эффективности и снижения трудоемкости этой
операции на заводе выполняется ряд рассматриваемых ниже
технологических мероприятий, направленных на снижение ис-
ходного дисбаланса элементов изготавливаемого ротора. Мно-
гие из этих операций могут выполняться и при ремонтах
турбин.
Развеска рабочих лопаток. Развешиванию на пружинных стрелочных весах
второго класса точности подлежат лопатки с длиной рабочей части от 90
до 240 мм, пакеты лопаток регулирующих ступеней и лопатки с Т-образным
хвостовиком с длиной рабочей части до 300 мм. Точность развески до 5 г,
допустимый разновес между противоположными лопатками (пакетами) —
50 г, остаточный дисбаланс—0,01 кг-м. Остальные лопатки взвешиваются
на приборе ПКТЛ-1200000, определяющем статический момент, т. е дисбаланс,
создаваемый одной лопаткой (г-см) В условиях ремонта лопатки можно
развесить на двух пружинных весах (см рис. 14.1) Центробежная сила,
создаваемая каждой лопаткой при вращении с частотой со, имеет вид Fn=
=M(R+l)ti)2, где M(R+l)=S, т. с. подлежащий определению статический
момент, равный согласно схеме и обозначениям на рис 14 1, Л'=(/'2 +
+ P,)R + P2L.
Далее, лопатки распределяются по диску так, чтобы остаточный баланс
(статический момент) не превышал следующих значений-
Длина рабочей части лопатки, мм 240—400 401—600 601—800 Свыше 800
Допускаемый дисбаланс, кг м .. .	0,012	0,018	0,025	0,030
Статическая балансировка дисков. Операция производится в заводских
условиях. Диск устанавливается на оправках, и последовательным под-
вешиванием калибровочных грузов (до поворота диска) определяется место
дисбаланс. , который устраняется снятием металла со специально пред-
усмотренного пояска на полотне диска. Максимально допустимый остаточный
дисбаланс 0,015 кг м.
Проточка ротора. Проточка ротора до сборки осуществляется на токарном
станке. Эллипсность шеек не более 0,01 мм, бой посадочных мест дисков,
уплотнительных втулок и полумуфт не более 0,02 мм
308
После сборки протачиваются бандажи венцов и контрольные поверхности
полумуфт. Максимальный бой—0 02 мм относительно шеек
Сборка насадных элементов. Во избежание прогиба ротора горячая посадка
всех насадных элементов производится при вертикальном положении ротора,
при этом насадные элементы нагреваются до температуры 250'- С, ротор
охлаждается воздухом Обеспечиваются натяги по дискам, равные примерно
0,002 диаметра посадки, исключающие освобождение дисков до частоты
вращения 3600 мин-1.
Высокочастотная балансировка роторов. Высокочастотная
балансировка выполняется для роторов всех типов турбин на
разгонно-балансировочном стенде (РБС) фирмы «Шенк» Балан-
сировка должна соответствовать ГОСТ 27870—88, в котором
указывается, что должен быть достигнут такой уровень
балансировки, при котором значение любого компонента
вибрации каждой из опор ротора при его работе в валопроводе
будет удовлетворять действующим нормам.
Подшипниковые стойки роторов на РБС имеют две дистан-
ционно переключаемые податливости: минимальную — 0,5
мкм/кН и максимальную — 1 мкм/кН Исходя из вышеуказан-
ного положения ГОСТа сдаточные нормы на РБС установлены
следующими, для роторов массой до 80 т виброскорость
опор при максимальной податливости стоек не должна пре-
вышать 0,1 мм/с во всем диапазоне частот вращения, для
роторов 80 т и выше, работающих в турбинах с выносными
опорами подшипников, вибрация опор РБС не должна пре-
вышать 0,1 мм/с при минимальной податливости стоек. Это
соответствует пяти делениям на шкале наибольшей чувст-
вительности штатных виброизмерительных приборов.
Все роторы турбин ЛМЗ -гибкие, первая критическая
частота вращения их на стойках РБС находится в диапазоне
1350—1600 мин1 (в турбине —1500—1700 мин 1), вторая
критическая частота—2700—3100 мин"1 (в турбине — 3050—
3600 мин"1) и третья критическая частота — 3800—5000 мин"1.
Формы прогибов в РБС на примере РНД мощной турбины,
а также схемы систем корректирующих масс показаны на
рис 14.2. Прогиб ротора представляет собой сумму прогибов
по указанным формам. Первая и третья формы являются
симметричными, так как обе опоры колеблются в одной фазе,
вторая форма — кососимметричная (опоры колеблются в про-
тивофазе). Это обстоятельство даег возможность выделить
вклад каждой формы в вибрацию опор, не измеряя прогиба
ротора, а выделяя симметричную и кососимметричную со-
ставляющие векторов вибрации, как это указано на рис. 14.3.
Далее можно подобрать системы корректирующих масс (ор-
тогональные системы), которые будут вызывать прогиб ротора
только по одной из собственных форм, практически не изменяя
309
Рис. 142. Формы прогибов ротора ЦНД при балансировке на разгонно-
балансировочном стенде:
а—формы прогибов ротора; б—амплитудно-частотная характеристика.--статичес-
кая симметричная составляющая;--------динамическая (кососимметричная) состав-
ляющая
Рис 14.1 Векторная диаграмм? вибрации ротора
прогиба по другим формам, что даст возможность отбалан-
сировать ротор отдельно по каждой форме на первой критичес-
кой н на номинальной частоте вращения (всего три условия
сбалансированности), после чего, как следует из теории балан-
сировки, прогиб ротора на всех частотах вращения будет
меньше нормативных значений.
На рис. 14.2, а показан вид таких систем корректирующих
масс, а на рис 14.2, б—пример амплитудно-частотной харак-
теристики симметричной и кососимметричной составляющей
на опорах ротора.
Следует отметить также, что наличие массивных консольных
участков может значительно изменить формы прогиба ротора
на РБС и при наличии даже небольшого дисбаланса на
консольном участке приведет к установке значительных кор-
ректирующих масс в пролете. После соединения роторов
в валопроводе консольные участки превращаются в жесткие
межроторные пролеты и часть корректирующих масс на
роторах становится излишней. С целью избежания такого
явления все роторы балансируются без межроторных проста-
вок, которые затем присоединяются к полумуфтам, и роторы
балансируются с ними повторно, причем корректирующие
массы устанавливаются только на проставки. Некоторые
роторы с относительно массивными насадными полумуфтами
балансируются предварительно без полумуфт, а затем с на-
саженными полумуфтами. Балансировка роторов является по-
следней технологической операцией при изготовлении ротора.
Соединение роторов в валопровод. Операция осуществляется на заводском
испытательном стенде с допуском 0,02 мм на радиальную несоосность или
«коленчатость» (бой 0,04 мм) и 0,1  10-4 рад на излом осей (торцевое
310
раскрытие не более 0,01 мм). Соблюдение указанных нормативов является
обязательным, так как вибрационное состояние агрегата существенно зависит
от точности соединения роторов' радиальная несоосность турбинных роторов
0,01 мм вызывает вибрацию прилегающих к данной муфте опор, равную
3—6 мкм на номинальной частоте вращения, и 5—8 мкм на первой
критической, частоте (1500—1700 мин-1) Для обеспечения хорошего вибраци-
онного состояния опор РНДЗ и генератора, в особенности на критических
частотах вращения, следует для всех типов турбоагрегатов выполнять стыковку
с точностью до 0,01 мм радиальной несоосности (бой 0,02 мм) и 0,05 мм
торцевого раскрытия (торцевой бой составляет 0,01 мм).
Испытания на заводском стенде. Эффективность выполнения всех выше-
указанных мероприятий проверяется при паровых испытаниях на заводском
стенде, во время которых контролируется значение вибрации всех опор во
всем диапазоне частот вращения
Вибрационное состояние агрегата зависит не только от
дисбаланса валопровода, но и от динамических свойств системы
«смазочный слой—корпус опоры—фундамент». Согласно дей-
ствующим нормативам на приемку фундамента динамическая
податливость ригелей фундамента в месте установки опор
в вертикальном и поперечном направлении в диапазоне частот
47—55 Гц не должна превышать следующих значений:
Статическая нагрузка, кН ...........200 300 400 500 600
Коэффициент динамической податливости,
мкм/кН .............................. 0,65 0,45 0,40 0,35 0,30
Для обеспечения допустимых норм вибрации опор при
динамической нагрузке на опору, равной 5% силы веса ротора,
что свидетельствует о хорошей сбалансированности, суммарная
податливость «опора — фундамент» не должна превышать
1 мкм/кН для легких роторов массой менее 40 т и 0,4 мкм/кН
для тяжелых роторов Таким образом, при существующих
нормах на фундамент динамическая податливость собственно
корпуса опор не должна превышать соответственно 0,25 и 0,1
мкм/кН, что предъявляет весьма высокие требования к динами-
ческим характеристикам опор, особенно для роторов мощных
турбин. В силу этого для ЦНД самых мощных турбин были
разработаны выносные опоры, корпуса которых, как показали
натурные исследования, удовлетворяют этим условиям.
Динамическая податливость опоры a.=AjP проверяется
вибратором, устанавливаемым в корпусе опоры с помощью
специального фальш-вкладыша. Вращающиеся эксцентрики виб-
ратора создают нормированную центробежную силу Р, пере-
даваемую на корпус опоры и вызывающую ее брацию
с амплитудой А.
Чаще всего повышенная податливость опор является след-
ствием резонанса в рабочем диапазоне частот вращения;
311
проявляется это резкой зависимостью амплитуды и фазы
вибрации от частоты вращения. Например, уровень вибрации
изменяется даже при отклонении частоты вращения при
меняющейся частоте сети.
14.2. ВИБРОНАЛАДКА ТУРБИН НА ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ
Современные турбоагрегаты, изготовленные и смонтирован-
ные без технологических нарушений, не нуждаются в вибро
наладочных работах после завершения монтажа Однако в ре-
зультате возможных погрешностей соединения роторов тур-
бины и генератора в валопровод, неплотного прилегания опор
к фундаментным рамам или недостаточной жесткости фун
дамента возникает необходимость проведения работ по сниже-
нию вибрации турбоагрегата до установленных норм. Необ-
ходимость в таких работах может возникнуть после некоторого
периода эксплуатации вследствие выявления или возникновения
неполадок, влияющих на вибрационное состояние. Зачастую
даже в случае нормальной вибрации валопровода, например
вблизи верхних границ норм, целесообразно снизить интен-
сивность вибрации до возможного минимума, особенно если
требуемые виброналадочные операции могут выполняться па-
раллельно с другими ремонтными работами на блоке.
Измерение вибрационных параметров, вибронзмерительная аппаратура. Штат-
ной измерительной аппаратурой современных отечественных энергетических
турбоагрегатов является комплекс ВВК-331, включающий пьезопреобразователи
типа ВДД-131 (однокомпонентный) н типа ВДД-231 (двухкомпонентный),
предварительные усилители, вторичную аппаратуру со стрелочными указа-
телями, имеющую выход на регистрирующие приборы, предупредительно-
сигнальные и отключающие устройства
Преобразователи (датчики) устанавливаются на корпуса опор: двухком-
понентный на уровне оси вала, как правило, па горизонтальном разъеме
корпуса вкладыша для замера поперечной и осевой составляющих вибрации,
однокомпонентный - на верхней крышке подшипника над серединой длины
его вкладыша, как указано на рис. 14.4, а.
Измеряемый параметр—эффективное значение виброскорости, измеряемый
диапазон 0—10 мм/с, частотный диапазон 10 1000 Гц Погрешность измере-
ний 15% максимального сигнала.
Рис 144 Установка дат
чиков вибрации,
а—на крышке корпуса под
шипника, б—для измерения
вибрации шейки вала
312
Рис. 14.5 Принцип опре-
деления фазы вибрации
и—с помощью фотодатчика,
б—с помощью стробоскопа
(разбизка шкалы на роторе
и статоре)
Для измерения вибросмещений шейки вала относительно вкладыша
подшипников разработана и подготавливается к применению аппаратура
ВВК-332 с токовихревыми преобразователями относительной вибрации вала.
Измеряемый параметр размах внбросмещения, измеряемый диапазон
50 — 500 мкм или 25—250 мкм, частотный диапазон 10—500 Гц. Погрешность
измерения 10% максимального сигнала Крепление преобразователей ВВК-332
показано на рте. 14 4,6
На выпущенных ранее турбинах ЛМЗ применяется вибронзмерительная
аппаратура ЛМЗ серии I-ВА с двухкомпонентными преобразователями СВ-4,
устанавливаемыми на верхние крышки корпусов опор. Измеряемый параметр—
размах вибросмещения, частотный диапазон—10— 500 ГЦ.
Для производства виброналадочных работ используется отечественная
аппаратура БИП-6, БИП-7, ВМ М-337, либо импортная типа Vibrovtd, Vibroporl,
WAS-2 Указанная виброналадочная аппаратура позволяет замерить вибро-
смещение, эффективное значение виброскорости, частоту и интенсивность
частотных составляющих вибрации, частот вращения вала, фазу вибрации
(угол между меткой, нанесенной на валу, и «бьющей точкой», т е. точкой,
проходящей мимо преобразователя в момент максимального значения вы-
рабатываемого периодического сигнала (рис. 14.5, а). При измерении с по-
мощью фотопреобразователя (БИП-7, ВВМ-337, Vibroport) на табло прибора
указывается угол между сигналом, индуцируемым фотодиодом во время
прохождения светлой метки на валу, и пиковым сигналом, вырабатываемым
вибропреобразователем При использовании стробоскопической лампы (БИП-б,
WAS-2) на валу наносится метка, а на статорной части - угловая шкала.
Стробоскопическая лампа загорается в момент пикового значения сигнала,
вырабатываемого вибропреобразователем При совпадении частоты вращения
вала освещенная лампой метка благодаря стробоскопическому эффекту ста-
новится видимой напротив углового деления статорной шкалы, соответст
вующего фазе вибрации Фазовый угол на роторе отсчитывается в направлении,
противоположном направлению шкалы на статоре (например, на статоре
угловая шкала -по вращению, на роторе против вращения), рис 14.5, б
Важной особенностью виброизмерттельных приборов является возмож-
ность выделить частотные составляющие вибрации Вибрация опор и валов—
313
полигармоническая, т е представляет собой сумму колебательных движений
происходящих с разной частотой и разной иитенсивностьк причем частоты
этих составляющих могут быть кратными частоте вращения ив(0.5ив,
2пи,..,кп„)—такие составляющие называются гармоническими, а могут быть
не кратными—чаще всего это вибрации с низкой частотой, идущие от
трубопроводов (например, 4, 7, 12 Гц)
При моногармонической вибрации с частотой to и амплитудой А эф-
фективное значение виброскорости можно записать в виде
V^A^Iy/2.
При полигармомлческой вибрации с частотами составляющих Wj w2, . <о(1
н амплитудами At А 2, А„
К»=нМ;<»5)
О наличии высоких или низких частот в спектре вибрации можно судить
по соотношению значений виброскорости мм/с и размаха вибросмещения
S, мкм.
При моногармонической вибрации происходящей с частотой вращения
50 Гц, что наблюдается в большинстве случаев, Kv=S/V^=9 Значение Ку<9
свидетельствует о наличии высокочастотных составляющих К>9—о наличии
низкочастотных составляющих.
Из формулы для Kv также следует, что виброскорость равная 1 мм/с,
соответствует вибросмещению, равному 9 мкм в счучае моногармонической
вибрации на частоте 50 Гц.
Нормирование вибрации, оценка вибрационного состояния. Интенсивность
вибрации турбины не должна превышать существующих нормативных значений,
определяемых ГОСТ 25364-88, международными стандартами ИСО 2372
и 3945, стандартом СЭВ 1367-78, 1368-78
Согласно стандартам длительная эксплуатация турбоагрегатов допускается
при эффективном значении виброскорости подшипниковых опор в вертикаль-
ном, поперечном и осевом направлении, не превышающем 4,5 мм/с (при
сдаче турбины из монтажа—2,8 мм/с для вертикального и поперечного
направлений) При резком изменении вибрации на 1 мм/с турбоагрегат
должен быть аварийно отключен.
Кроме сдаточных величин в заводских инструкциях по эксплуатации часто
приводятся рекомендации по оценке вибрационного состояния турбины. Для
разных типов турбин и условий их эксплуатации оценочные значения могут
несколько различи гься, однако практически для всех турбин ЛМЗ можно
с достаточной степенью достоверности ориентироваться на данные табл 14 1
При прохождении критических частот вращения во время пуска агрегата
вибрационное состояние считается нормальным, если на всех опорах вибрация
не превышает 2,8 мм/с что соответствует при 1000 об/мин вибросмещению,
равному 75 мкм, при 1500 об/мин—50 мкм Вибрация на критических
частотах, превышающая 4 5 мм/с, свидетельствует о наличии значительного
дисбаланса (например, вследствие искривления роторов)
314
Таблица 14 1 Показатели вибрационного состояния опор подшипников
Оценка вибрационного состояния	Опоры, установленные на фундаменте		Опоры, встроенные в выхлопной патрубок	
	мм/с	мкм	мм/е	мкм
«Отлично»	и	10	2	15
«Хорошо»	1,1 1,8	10—15	1.8—2,8	15—25
«Временно допустимо» (требуется улучшение в текущий ремонт)	1,8—2,8	15 25	2,8—4,5	25—40
«Неудовлетворительно» (требуется наладка в течение ближайших три- дцати дней)	2,8—4,5	25—40	4,5—6	40—55
«Плохо» (требуется останов для наладки в течение ближайших трех дней)	4,5—6	40—55	6,0 7,8	55 — 70
«Опасно» (требуется оста- нов в течение одного часа)	6—7,1	55—65	7,1 — 10	65—90
«Недопустимо» (необхо- дим немедленный ава- рийный останов)	>7,1	>65	>10	>90
Необходим аварийный ос- танов при внезапном изменении вибрации бо- лее чем на	0.1	10	0,2	20
14.3 ПРИЧИНЫ ВИБРАЦИИ ВАЛОПРОВОДОВ ТУРБИН ИХ ОБНАРУЖЕНИЕ
И УСТРАНЕНИЕ
Вибрационное состояние агрегата имеет большую диагно-
стическую ценность, так как практически любое повышение
вибрации свидетельствует о появлении какой-то неполадки
оборудования или ненормальности ее эксплуатации. Поэтому
устранение вибрации необходимо для обеспечения безаварийной
работы турбоагрегата и повышения его надежности и экономич-
ности.
Иными словами, каждая неполадка, включая предаварийное
состояние, имеет свое вибрационное проявление, т. е. влияет
на особенности вибрационного поведения агрегата, и выявле-
нием этой особенности, установлением ее связи с конкретным
дефектом занимается вибрационная диагностика Рассмотрим
последовательно возможные, наиболее часто встречающиеся
причины вибрации, а также способы их устранения
Дисбаланс. На практике о наличии большого техно-
логического дисбаланса, т. е. постоянного смещения вра-
щающихся масс огносительно оси вращения, свидетельствует
интенсивная вибрация на критических частотах вращения,
сравнительно малая зависимость вибрации от режимных
315
факторов (стабильность по амплитуде и фазе), в частотном
спектре превалирует оборотная составляющая (Ку = 9; /'=50
Гц), вертикальная и осевая вибрация в 1,5—3 раза вцше
поперечной
Обычным и часто применяемым способом виброналадки
в данном случае является балансировка в собственных подшип-
никах методом установки систем либо единичных корректиру-
ющих масс в доступные на турбоагрегате плоскости коррекции
(диски последних ступеней, полумуфты)
Иногда при выявлении больших погрешностей соединения
роторов (более 0,1 мм коленчатости или раскрытия по
полумуфтам) следует исправлять соединение При меньших
значениях погрешности соединения более экономично исправ-
лять ее балансировкой.
При больших прогибах роторов (более 0,05 мм) приходится
балансировать ротор на низкочастотном станке с расп ределе
нием корректирующих масс по длине ротора; в случае
обнаружения прогиба более 0,12 м на РВД, или 0,16 мм на
РСД ротор подлежит правке в заводских условиях
Средства, методика и последовательность наладки определя-
ются анализом вибрации, с помощью которого оцениваются
дисбаланс и характер его распределения по валопроводу
На рис. 14.6 приведены примеры динамического прогиба
валопровода мощной паровой турбины при различных видах
распределения дисбаланса. О наличии, например, кососиммет-
ричного дисбаланса на каком-либо роторе валопровода сви-
детельствует наибольшая интенсивность противофазных колеба-
ний опор данного ротора (рис. 14.6, «). Если при этом на
первой критической частоте данного ротора вибрация нор-
мальная, достаточно установить кососимметричную систему
корректирующих масс, в противном случае — сочетание единич-
ной массы и кососимметричной системы, либо только единич-
ную массу Если наибольшая интенсивность вибрации наблюда-
ется на критических частотах двух последних роторов, а на
номинальной частоте вращения—на двух опорах этих же
роторов, прилегающих к соединительной муфте, то при их
противофазной вибрации (рис. 14.6, в) имеется значительная
коленчатость соединения (при этом увеличивается и осевая
вибрация), при синфазной—излом осей. В общем случае могут
присутствовать как противофазная, так и синфазная состав-
ляющая.
При прогибе ротора наибольшая вибрация наблюдается
при прохождении первой критической частоты вращения.
Балансировка турбинных роторов в собственных подшип-
никах производится, как правило, не по формам колебаний,
а по динамическим коэффициентам влияния (ДКВ). ДКВ, или
согласно прежней терминологии, балансировочная чувствигель-
316
Рис. 146, Динамический прогиб вало-
провода турбины
а—кососимметричный дисбаланс, б—из-
лом осей валов, в—коленчатость по полу-
муфтам (цифры—номера подшипников)
о
Рис 14 7. Векторная диаграмма
балансировки валопровода
ность, представляет собой вектор (в символической записи
^u/Фф значение которого ку (мкм/кг) есть размах вибрации
опоры i, вызванной установкой единичной (обычно 1 кг)
массы в плоскости коррекции j. «Угловая чувствительность»
Фу—угол, отсчитываемый против вращения, между местом
установки массы и фазой вызванной вибрации, иными словами,
угол, на который вектор корректирующей массы опережает
вектор вызванной вибрации.
На рис 14.7 приведен простейший случай балансировки.'
А“ и А2—начальные значения векторов вибрации опор 1 и 2,
Л” и Лг—размах вибрации, ф|, <р2—фазы. После установки
корректирующей массы М3, например в плоскость коррекции
3, векторы вибрации опор стали соответственно АГ1 и Аг-
Векторы В13 и В23— векторы операции, вызванные массой
М3, т. е. векторы влияния массы М3, так как
Aj=A7 + B13; А2 = А2 +В23.
Векторы Bf3 и В*3—векторы влияния, перенесенные в центр
диаграммы для удобства отсчета углов.
Теперь ДКВ, мкм/кг:
Kx3=Bl3IM3, фазовая чувствительность <р13 = 170° (см. диа-
грамму на рис. 14.7);
^2з^7?23/Л73, фазовая чувствительность ф23±=40°.
В случае, когда ДКВ уже известны из предыдущих балан-
сировок однотипных машин, можно сразу установить коррек-
тирующую массу или систему масс, приводящую к снижению
вибрации. Например, в данном случае можно было бы
сразу поместить на угол 35°, если бы были известны /^1з/ф1з
317
и Т^з/фгз- Вектор А”—вектор вибрации, который должен
быть создан корректирующей ма й, чтобы скомпенсировать
исходную вибрацию М
Тогда необходимая масса М^~А2/К2з, а угол установки
массы находится отсчетом угла фазовой чувствительности
ф*3 от вектора — А2 по вращению ротора. В случае установки
искомых корректирующих масс по известным ДКВ место их
установки находится либо подбором на векторной диаграмме,
либо решением на ЭВМ.
В табл. 14.2 приведены типовые системы корректирующих масс, при
меняемые для турбин ЛМЗ, и соответствующие значения ДКВ при условной
нумерации подшипников Для каждой конкретной турбины значения ДКВ
будут отличаться от приведенных в табл. 14.2 Эти значения не всегда
повторяются даже для турбин одного типа, однако применение типовых
корректирующих систем и нх ДКВ позволит существенно снизить вибрацию
уже после первого балансировочного пуска. Нумерация подшипников должна
соответствовать каждому конкретному участку валопровода конкретной
турбинI I
Ьл пенно, что корректирующие массы, установленные в результате
станционных балансировок в собственных подшипниках, компенсируют не
только дисбаланс роторов, но также погрешности стыковки и изменение
форм прогиба при соединении роторов Поэтому не рекомендуется при
капитальных ремонтах производить балансировку отдельных роторов даже
на высокочастотных станках. Балансировка на низкочастотных станках вообще
может привести к отрицательным результатам и должна производиться
только в исключительных случаях, большой прогиб ротора, замена об-
лопачивания или насадных элементов
При балансировке контролируются все составляющие вибрации (вер-
тикальная, поперечная осевая), однако осевая составляющая является, как
правило, функцией вертикальной Что касается поперечных составляющих,
то их отличие от вертикальных объясняется неоднородностью (анизотроп-
ностью) свойств смазочного слоя и корпусов подшипников. Как правило,
поперечные составляющие и поперечные значения ДКВ меньше вертикальных,
в особенности вблизи резонансных частот роторов, так как смазочный слой
более податлив в поперечном направлении и в меньшей степени передаст
вибрацию вала на корпус опоры. Исключением являются случаи резонанса
системы «ротор—корпус опоры — фундамент» в поперечном направлении
Тогда приходится учитывать ДКВ в поперечном направлении, что может
усложнить балансировку
Задевания в проточной части. При нарушении концентрич-
ности ротора в проточной части либо при несоблюдении
осевых зазоров могут произойти касания вращающихся частей
о статорные элементы, что часто приводит к ухудшению
вибрационного состояния. Задевания характеризуются неста-
бильностью вибрации, неповторяемостыо от пуска к пуску,
ростом поперечных составляющих вибрации, в особенности,
318
Таблица 14.2 Ориентировочные значения динамических коэффициентов влияния
(ДКВ), отнесенных к 1 кг балансировочного груза
I Система корректирующих грузов	та вра- щения.	На- ление	ДКВ для номеров опор подшипников					
			I	2	3	4	5	6
«Ц /7® (рн)°1 РНД 1 2*	V 6	3000	В. мкм Фаза	Ю 100'(РСД) 300“(РНД)	20 I00" (РСД) 280” (РНД)	20 1С0	20 !00“	20 280’	J0 300
	3000	IT. мкм Фаза	5 250е	Ю 250е	10 50’	10 50е	10 250°	5 250
РСД (РНД) f РНД РНД МгУ180°	3000	В, мкм	25 ЮО'(РСД) 280'" (РНД)	40 100е	65 J003	65 280’	40 280’	25 100
	1400	В, мкм	0	0	0	0	0	0
РСД м inv (РНД) ^РНД РНД	3000	В, мкм	I2 J 00'(РСД) 280°(РНД)	20 100“	30 100°	35 280“	20 280°	12 100°
	I400	В, мкм	5 200’	5 30°	20 30	15 30°	5 30“	-
<%W* ™ РВД РСДЫГ РНД РНД (РСД) РНДМ^О- РГ М2ПСТ’	3000	В мкм	5 200-(РСД) 20“(РНД)	10 200е	15 200“	15 200“	10 2002	20°
	1400	В, мкм	I0 200°	10 30’	40 30’	40 30°	ю 30°	5
	3000	В мкм	5 70°	10 250”	15 250°	10 250'	10 70°	5 70°
	3000	П, мкм	0°	5 160°	8 160°	5 160’	5 0“	2 0°
	3000	В, мкм	5	5	5—10	5—10	25 10°	5
	3000	П. мкм	5	5	5—10	5-J0	25 280°	5
I Примечание В—вертикальное, П—поперечное направление
при сильных задеваниях с ударами, изменением соотношения
между вибрацией вала и опор, зависимостью вибрации
от температуры статорных частей, в особенности от градиентов
319
температур (верх—низ, право—лево); частота вибрации при
этом, как правило, оборотная—при некотором увеличении
частотных составляющих. В случае осевых задеваний на-
блюдается зависимость вибрации от относительных расти
рений.
При сильных задеваниях интенсивность вибрации нарастав!
быстро, но после прекращения задеваний, например при
выравнивании температуры статора, либо снижении частоты
вращения, быстро восстанавливается нормальное вибрационное
состояние и амплитудно-частотные характеристики при пуске
и выбеге часто совпадают.
При слабых задеваниях РСД или РВД касается статорных
элементов только бьющей точкой, происходит постепенный
местный, несимметричный по окружности нагрев, приводящий
к прогибу ротора и медленному росту вибрации. В данном
случае на выбеге вибрация будет больше, чем при пуске
Может наблюдаться периодическое изменение амплитуды и фа
зы вибрации.
Иногда балансировка ротора при задеваниях приносит
успех, так как уменьшает значение начального динамического
прогиба и, следовательно, вероятности задеваний. Однакс
в большинстве случаев единственным тем является устране
ние задеваний
Важным моментом в обеспечении отсутствия задевании
являются учет и компенсация центровкой естественного прогиба
роторов, смещения роторов при вращении (влево при вращении
по часовой стрелке), теплового и силового коробления статор-
ных элементов и смещения опор при неравномерном и>
прогреве и силовом воздействии трубопроводов и сил трения
при расширении цилиндров.
Весьма опасными и плохо диагностируемыми являются
осевые задевания дисков о диафрагмы. Профилактикой таких
задеваний служат обеспечение нормального расширения цилин-
дров при отсутствии деформации выхлопов и назначение
достаточных осевых зазоров.
Задевание но баббитовой заливке верхней половины вклады-
ша. Это довольно часто встречаемое на практике явление
сходно с описанным выше слабым задеванием ротора, однако
имеет свою специфику.
При малых верхних зазорах в подшипниках (28в<0,002£>)
либо при больших расцентровках и наклонах опор даже при
нормальных зазорах в подшипниках может возникнуть полу-
сухой контакт между щейкой ротора и верхней баббитовой
заливкой подшипника. Чаще всего это явление наблюдается
при взаимных смещениях опор, расположенных по сторонам
жестких муфт, особенно когда опоры принадлежат разным
роторам (например, задней опоре РСД и передней РНД или
320
задней опоре РНД и передней генератора), так как здесь
опоры работают в разном тепловом режиме и их взаимные
смещения велики
На рис. 14.8 приведен типичный график смещений опор
при работе турбоагрегата на номинальной нагрузке В резуль-
тате взаимных смещений в наименее нагруженной опоре
(например, опора № 5 или № 10) всплытие шейки ротора на
смазочном слое увеличивается и при одновременном наклоне
опоры происходит полусухой контакт шейки с верхним вклады-
шем, что приводит к постепенному возрастанию вибрации до
весьма больших значений. Вибрация здесь вызвана прогибом
ротора при его неравномерном нагреве в силу того, что
шейка касается верхнего вкладыша лишь бьющей точкой, что
и создает температурный градиент При вибрации описанного
типа частота вибрации равна оборотной, фаза вибрации
сохраняется практически стабильной и равной фазе вибрации,
существовавшей до появления задеваний Рост амплитуды
вибрации наблюдается через некоторое время после пуска
и включения в сеть, так как опоры расцентровываются не
внезапно. Прогиб ротора происходит по 1-й форме изгиба,
поэтому для роторов, работающих на номинальной частоте
вращения по 2-й изгибной форме, на первой стадии развития
описываемого явления вибрация одной из опор может уве-
личиться, а другой—уменьшиться.
Кроме того, при увеличении расхода пара темпера гура
шеек несколько возрастает, что также способствует уменьше-
нию верхнего зазора. Такое же влияние оказывает снижение
температуры смазки, приводящее к большему всплытию шейки.
Иногда, повышая температуру смазки, например с 40—42'
до 48—50 С, удается существенно улучшить вибрационное
состояние Особенно это заметно при применении в качестве
смазки негорючего синтетического масла ОМТИ, имеющего
большую вязкость по сравнению с обычными маслами и по-
этому вызывающего большее всплытие шейки (примерно
в 2 раза при равных условиях)
Средством борьбы с такой вибрацией являются уменьшение
расцентровок опор, их монтажная компенсация и увеличение
верхних зазоров в подшипниках, которые в условиях элект-
ростанций можно увеличить установкой в разъемы вкладышей
стальных прокладок толщиной 0,2—0,5 мм, доводя двойной
верхний зазор до значения, равного 0,003 диаметра расточки
подшипника.
При подаче смазки в нижний смазочный клин (справа,
если смотреть по ходу пара) такое увеличение верхнего зазора
не отразится ни на надежности, ни на экономичности (расход
смазки) подшипника. Натяг по вкладышам должен быть
оставлен прежним
21 Заказ 1948	321
Рис. 14.8. График режимных взаим-
ных смещений опор валопровода
(сплошные линии—номинальный ре-
жим, штриховые—монтажная расцен-
тровка)
Рис. 14.9 Влияние дополнительной
массы, закрепленной на крышке кор-
пуса опоры, на ее вибрационные ха-
рактеристики:
1—до установки массы 2—после установ-
ки массы
2500	3000
Резонансное состояние опорных элементов. Опорными эле-
ментами турбоагрегата будем называть корпуса опор, ме-
таллоконструкции, на которые устанавливаются корпуса (вы-
хлопные патрубки, фундаментные рамы), и фундамент. Ре-
зонансные частоты указанных элементов не должны быть
равными или находиться вблизи частот, равных 25, 50
и 100 Гц, так как именно на этих частотах чаще всего
действуют возмущающие силы.
Резонанс при 50 Гц, т. е. резкое увеличение динамической
податливости на данной частоте, явление сравнительно редкое,
так как он устраняется при монтаже головных блоков.
Признаком резонансного состояния опоры является резкое
нарастание вибрации на одной из опор при значительном
изменении фазы вибрации при подходе к резонансной частоте
Амплитудно-частотаые характеристики при пуске и выбеге,
а также вибрация всех остальных опор на всех режимах
и частотах нормальные, что говорит об удовлетворительной
степени сбалансированности роторов. Часто изменение интен-
сивности вибрации опоры наблюдается даже при незначитель-
ных изменениях частоты вращения, пример при суточных
колебаниях частоты энергосети.
Для устранения вибрации резонирующего элемента суще-
ствует несколько способов, тщательная балансировка роторов
(не всегда возможная и дорогостоящая операция); изменение
322
жесткости опоры; изменение ее массы; введение демпфирования;
установка динамических поглотителей колеб й («антив -
раторов»).
В каждом случае следует перед наладкой произвести оценку
приведенных жесткости и массы Mt резонирующего элемен-
та по формуле f= 2л / М. Обычно примерно известна либо
жесткость, либо масса, частота известна всегда.
Далее решается вопрос о целесообразности применения
того или иного мероприятия.
Самый лучший способ — это увеличение жесткости. Однако
он не всегда возможен, так как связан с существенным
изменением конструкции: креплением массивных ребер, рас-
порок и т. п. Иногда он оказывается наиболее простым, а часто
и единственно возможным средством увеличения массы. На
рис. 14.9 приведен пример крепления дополнительной массы
на верхней крышке корпуса опоры.
Для большей эффективности целесообразно дополнительную
массу выполнять в виде емкости, наполненной демпфирующим
материалом, например металлическими шариками диаметром
10—20 мм, так как амплитуда вибрации на резонансной
частоте обратно пропорциональна демпфированию. Указанный
способ введения демпфирования эффективен при большой
интенсивности вибрации, когда виброускорения таковы, что
создают силы, соизмеримые с силами сцепления шариков.
Динамический поглотитель колебаний представляет собой
колеблющуюся массу, укрепленную на стержне. Обычно пред-
усматривается возможность некоторого перемещения массы
вдоль стержня для настройки системы.
Массу М2 и жесткость С2 поглотителя подбирают из
соотношения Сл/	— C2iM2.
Теперь вместо одного резонанса на рабочей частоте враще-
ния (сои) будет два резонанса на частотах Wj и щ2 ниже
и выше юн, как это показано на рис. 1'4.10, где также приведена
примерная конструкция поглотителя. Надо стремиться, чтобы
отношение М2)МХ не было очень мало, тогда частоты
C0j и й>2 будут дальше от рабочей частоты Например, при
JW2/M1 = 0,4 ю^ОДЗсОн, со2 = 1,36юн.
Таким образом, применение динамического поглотителя
колебаний наиболее эффективно при сравнительно малой массе
опоры.
Конструкция стержня поглотителя должна быть такой,
чтобы динамические напряжения в нем не превосходили
предела усталости с некоторым запасом.
Дефекты в креплении и прилегании (торных элементов.
Иногда динамическая и даже статическая податливость опоры
становится повышенной в результате нарушения ее крепления
323
Рис. 14 10- Установка динамического поглотителя колебаний
л—схема поглотителя, б—амплитудно-частотная характеристика до установки (/) и после
установки (2) поглотителя
к фундаментной раме, из-за трещин в ней или в фундаменте,
либо в результате отрыва лап цилиндров, лежащих на корпусах
опор, что вызывает коробление, перекос опоры, ее нерав-
номерное расширение и иногда отрыв от фундаментной рамы
В таких случаях вибрация нестабильна, зависит от степени
прогрева турбины, от взаимных смещений опор, появляются
высокочастотные составляющие Обнаружить плохое крепление
или прилегание опор помогает так называемая контурная
характеристика, т. е. измерение амплитуды последовательно
по всему контуру опоры В случае наличия указанного дефекта
в контурной характеристике появляется разрыв, например
колебания нижней части опоры намного выше колебаний
прилегающей точки фундаментной рамы. Как правило, после
подтяжки анкерных болтов либо приведения в норму весовых
нагрузок на опору интенсивность вибрации резко снижается
Геометрическая иесимметрия сечения ротора. Этот дефект
может проявиться в следующих трех видах.
Конструктивная иесимметрия сечения бочки ротора, ведущая
к разным значениям жесткости по главным осям инерции
сечения. Такой дефект иногда реализуется в двухполюсных
роторах регенераторов, когда специальные «пазы Лафуна»
недостаточно компенсируют неравномерность жесткости вдоль
и поперек полюсов. Вибрация в этом случае имеет частоту,
равную удвоенной оборотной, и особенно интенсивна при
324
наличии резонанса опоры либо ротора с критической частотой
100 Гц (ультрагармопический резонанс);
Эллипсиость шеек ротора. В этом случае вибрация также
имеет частогу 100 Гц, часто зависит от температуры смазки
(уменьшаясь при ее снижении). Эллипсиость шейки проявляется
при эллиптическом биении шейки более 0,2—0,3 мм, т. е.
намного больше допускаемой, поэтому описываемое явление
встречается крайне редко
Трещина в роторе. Указанный дефект является крайне редким
явлением, особенно для турбинных роторов, однако наиболее
опасным и, вследствие этого, подлежащим рассмотрению.
Основным признаком появления трещины является увеличе-
ние амплитуды вибрации при прохождении первой критической
частоты, причем интенсивность такой вибрации увеличивается
от пуска к пуску по мере прогрессивного развития трещины.
При большой степени ее развития (более 50% сечения)
появляются вторичные признаки дефекта* снижение на 0.5—
1,5 Гц первой критической частоты, рост вибрации на номи-
нальной частоте вращения, появление высокочастотных со-
ставляющих, зависимость от режима работы; при вращении
июповоротным устройством ротор и соседние с ним роторы
ведут себя как прогнутые—давление в смазочном клине
 периодически изменяется с частотой вращения ВПУ.
Одним из профилактических монтажных средств, снижа-
 ющих возможность появления трещин в роторах, является
V правильная центровка опор, компенсирующая прогибы роторов
ог собственной массы и тепловых смещений опор. В этом
В случае достигается минимальный уровень циклических напряже-
ний в роторах (см. рис 14.8).
Тепловая нестабильность ротора. Этот дефект проявляется
в зависимости вибрации турбоагрегата от температуры ротора.
При изменении теплового состояния ротора появляется его
прогиб, в результате чего его вибрация повышается, причем
при выбеге становится большей, чем при пуске. Тепловая
В нестабильность обусловлена несколькими причинами:
неоднородностью свойств материала ротора, появившейся
в результате несовершенства процессов ковки, сварки или
сборки роторов В современном турбостроении эта причина
I практически не имеет места, если не считать недостаточного
снятия остаточных напряжений после правки ротора;
освобождением насадных деталей элементов при их нагреве;
в этом случае вибрация имеет часто iy вращения и резко
возрастает при увеличении температуры насадных дисков или
 уплотняющих втулок. В последнем случае наблюдается зави-
симость вибрации от температуры пара, подаваемого на
уплотнения. При снижении температуры вибрация быстро
восстанавливаешя до прежнего уровня,
325
наличием жидкости в роторе. При нарушении плотности
торцевых пробок во внутреннее отверстие ротора можеч
попасть жидкость (масло, вода). Вибрационное поведение
турбины становится при этом весьма специфичным: интенсив-
ность вибрации ротора изменяется с изменением его тем
пературы (как увеличения, так и снижения), значение амплитуды
и фазы вибрации не повторяется от пуска к пуску, ротор
оказывается прогнутым при выбеге. Иногда после стабилизации
температурного состояния ротора интенсивность вибрации
снижается
Неравномерность передачи крутящего момента в муфтах
Чаще всего это явление наблюдается в пружинно-зубчатых
муфтах типа «Биби» при их плохой центровке, изношенности
зубьев и пружин, загрязнении продуктами разложения масли
и при сильных расцентровках опор. В этом случае интенсив-
ность вибрации резко возрастает при наборе нагрузки и снижа
ется практически мгновенно при резком разгружении. Сходное
явление наблюдается при ослаблении посадки полумуфт мгнц-
х энергетических турбин.
Неустойчивость движения ротора, низкочастотная вибрация
При определенных условиях работы вращающегося ротора
(большое всплытие на смазочном слое подшипников, большие
силы парового потока) может создаться ситуация, когда
устойчивость его движения будет нарушена, т. е. когда любое
малое отклонение ротора от равновесного положения приведет
к появлению еще большего отклонения с возникновением
круговой прецессии и колебании опор с частотой, равной
первой критической частоте вращения ротора (для турбинных
роторов это обычно частота 24—26 Гц, для роторов генера
торов 12—20 Гц). В силу этого указанный тип колебаний
называется в энергетике низкочастотной вибрацией (НЧВ)
Существует два типа НЧВ, в зависимости от основного
источника возбуждающих сил поддерживающих прецессию
ротора.
вибрация, вызванная только гидродинамическими силами
в подшипниках скольжения; такой тип НЧВ называют иногда
«масляная вибрация»;
вибрация, вызванная совместным действием возбуждающих
сил в подшипниках и газодинамических сил в проточной
части, эки тип НЧВ называют «паровая вибрация».
В свя .и с наличием двух указанных источников сил
мероприяжя по устранению НЧВ также подразделяются на
две группы.
Проявляется НЧВ в появлении интенсивной вибрации
сопровождаемой характерным звуком: амплитуды вибросмеще-
ния могут доходить до весьма больших значений (до 100 мкм)
при меньшем увеличении виброскорости (Хг>9). НЧВ со-
326
провождается также низкочастотной вибрацией ротора ЦВД,
увеличением показаний датчика эксцентриситета ротора, ра-
ботающего в данном случае как датчик вибрации консольной
части РВД. Действие персонала—повышение температуры
смазки и разгрузка агрегата.
Масляная вибрация наблюдается в основном на подшип-
никах РСД, РНД и генератора Мероприятия против НЧВ
Этого типа—всемерное уменьшение всплытия ротора на сма-
’зочном клине' увеличение удельного давления шипа на нижний
вкладыш, повышение температуры смазки, увеличение диаметра
расточки подшипников. Масляная НЧВ может появиться
в результате разгрузки одного из подшипников из-за их
режимных взаимных смещений, которые следует компенсиро-
вать при монтаже Может возникнуть НЧВ в результате
износа баббитовой заливки нижнего вкладыша, что приводит
к увеличению угла охвата шейки смазочным клином и, как
следствие, к увеличению ее всплытия В данном случае следует
произвести расточку подшипника Оптимальным горизонталь-
ным зазором является 25г = (3—4) 10~31>ш (большая цифра
относится к легконагруженным опорам) при
pya=QID111L=^,l МПа,
где Q—статическая нагрузка на опору; Д,,—диаметр шейки
ротора, L—ширина вкладыша
При подводе смазки в верхний клин (слева) вертикальный
зазор выполняется равным 25в=(2—2,5) 10~3Рш. В этом случае
подшипник растачивается с прокладкой толщиной Д = 25г—25в,
после расточки прокладка вынимается и подшипник получается
эллиптическим. Верхний зазор здесь ограничивается для до-
стижения оптимального расхода смазки При подаче смазки
в нижний клин (справа) верхний зазор может быть равен
горизонтальному: 25в = 25г, т. е подшипник может быть цилин-
дрическим Для устойчивости к НЧВ важен только диаметр
расточки, т. е. значение горизонтальных зазоров.
Паровая вибрация возникает в ЦВД, где паровые силы
достаточно велики, чтобы поддерживать низкочастотную пре-
цессию ротора. Проявляется этот тип НЧВ резким возраста-
нием вибрации при достижении так называемой пороговой
мощности на валу агрегата, вернее, порогового расхода пара
через ЦВД Поэтому к подшипникам РВД предъявляются
более высокие требования, они должны быть не только
устойчивыми, т е. не создавать гидродинамических дестаби-
лизирующих сил, но и являться средствами демпфирования.
Такими подшипниками являются.
1) эллиптический подшипник с большой степенью эллип-
тичности £ = 1—5В/5Г=0,60—0,75 и при малом вертикальном
'зазоре, т е 26в=(1 -1,3) • 10'3Лш; 25г=(2,5-4)  10"3Рш
327
Подвод смазки целесообразнее выполнять в нижний клин,
оба вкладыша выполняются гладкими, без канавок и углубле-
ний, однако с целью увеличения удельного давления при
работе подшипника в условиях разгрузки из-за тепловых
расцентровок опор рекомендуется делать канавку в нижнем
вкладыше шириной 40— 80 мм, соединенную со сливом в кар-
тер. Оптимальное удельное давление на нижний вкладыш
составляет 1,2 -г- 1,6 МПа;
2) подшипники с поворотными сегментами, которые не
создают дестабилизирующих сил и поэтому являются лишь
средствами демпфирования. Они устанавливаются на опорах
с небольшим удельным давлением (0,4—0,6 МПа). Оптималь-
ным условием для работы сегментного подшипника является
отсутствие горизонтальных статических сил. Об отсутствии
таких сил свидетельствует одинаковая температура левых
и правых сегментов. Сегментные подшипники требуют большей
трудоемкости при изготовлении и монтаже, имеют большую
чувствительность к вибрации ротора от дисбаланса, поэтому
ЛМЗ применяет их только для подшипников РВД турбин,
работающих на сверхкритических параметрах пара.
Для компенсации режимных расцентровок опор с целью
создания нормального давления на задний эллиптический
подшипник РВД этот подшипник устанавливается на 0,2—
0,3 мм выше переднего подшипника РСД. НЧВ на РВД может
возникнуть также в результате неправильной очередности
открытия регулирующих клапанов ЦВД, так как на подшип-
ники могут действовать нерасчетные паровые статические
усилия, передаваемые от сегментов сопл на регулирующую
шуиень РВД. Порядок открытая регулирующих клапанов
юлжен соответствовать заводской инструкции.
На склонность агрегата к паровой НЧВ влияет прежде
всего состояние проточной части ЦВД, так как именно она
является источником паровых возбуждающих сил. Рекоменду-
ется радиальные зазоры по надбандажным уплотнениям выпол-
нять по верхнему значению поля допуска, осевые зазоры—по
нижнему Оптимальной конструкцией уплотнений являются
Рис 14 11 Надбандажные уп-
лотнения
328
уплотнения «корытообразного» типа (рис 1411). В централь-
ном лабиринтном уплотнении целесообразно выполнять устрой-
ство, закручивающее поток в сторону, обратную вращению
(рис. 14.12).
Приведенный перечень причин вибрации и рекомендаций
по их устранению, естественно, не исчерпывает всех возможных
причин ухудшения вибрационного состояния, а лишь включает
основные случаи, имевшие место на практике и учитываемые
при изготовлении, монтаже, эксплуатации и ремонте турбоаг-
регатов.
Глава пятнадцатая
ОСОБЕННОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ
ТУРБИН И ТУРБОУСТАНОВОК
15.1.	СИСТЕМА УПЛОТНЕНИЙ ТУРБИНЫ
Обеспечение надежности и стабильной экономичности эне-
ргоблоков в течение всего периода эксплуатации между
капитальными ремонтами (4—5 лет), особенно при работе
с ежедневной глубокой разгрузкой на ночь и еженедельными
остановами на выходные дни, диктует повышенные требования
к уровню эксплуатации, требует неукоснительного соблюдения
правил технической эксплуатации, четкого выполнения пер-
соналом электростанций инструкций и рекомендаций предпри-
ятий -изготовителей оборудования
Чрезвычайно важное значение для обеспечения длительной
надежной работы турбин и турбоустановок имеет правильное
проведение пуска и останова, так как именно в эти периоды
эксплуатации из-за нарушений режимов пуска и останова
возможно появление как скрытых повреждений деталей и узлов
турбины и оборудования турбоустаиовки, которые впоследст-
вии могут привести к серьезным авариям, так и явных
329
Рис. 15.1 Схема подачи пара на уплотнения турбины К-300-240’
а—с одним коллектором уплотнений; б—с двумя коллекторами, А—из деаэратора, Б—в
сальниковый подогреватель; В—от постороннего источника, г=300—400° С
повреждений, таких, например, как прогиб роторов, повреж-
дения вкладышей подшипников, приводящих к необходимости
проведения внеплановых ремонтов и простоям блоков.
Пусковые операции на турбине и турбоустановке начинают
с и чч рева оборудования и уплотнения систем внутренних
поимей турбины с целью последующего набора вакуума.
Схема концевых уплотнений с одним коллектором (рис. 15 1, а)
отличается тем, что пар на уплотнение ЦВД, ЦСД и ЦНД
подается с температурой 130—160° С во время нормального
режима работы, при остановах и пусках турбины из любого
теплового состояния. Применение такой схемы вело к воз-
никновению ряда отрицательных явлений (проявлявшихся в за-
холаживании РВД, и особенно РСД, в зоне уплотнений при
остановах и пусках из горячего состояния, захолаживании
зоны паровпуска цилиндров и возникновении недопустимой
разницы температур между верхом и низом корпусов), пре-
дельному относительному укорочению РВД и РСД и, в конеч-
ном счете, к значительным температурным напряжениям. Все
это приводило к снижению надежности, маневренности и эко-
номичности энергоблока,
ззо
-Откос из штоков клапанов (.для без деаэраторной схемы)
j- в (для бездеаэраторной схемы)
В отбор пара на деаэратор (для блоков с деаэратором)
Рис. 15.2 Схема подачи пара на уплотнения турбины К-800-240.
а—исходная схема; б—модернизированная схема
Указанные проблемы в некоторой степени были решены
путем подачи свежего пара в первые по ходу пара камеры
передних концевых уплотнений ЦСД и ЦВД. Поиск новых
решений привел к системе уплотнений турбины с применением
двух коллекторов (рис. 15 1,6) «Холодный» коллектор ис-
пользуется для подачи пара на уплотнения ЦНД турбины
мощностью 800 МВ। или на уплотнения ЦНД и заднего
концевого уплотнения 1 (СД для турбин мощностью 300 МВт.
«Горячий» коллектор соответственно служит для подачи пара
331
на уплотнения ЦВД и ЦСД турбины мощностью 800 МВт
или на уплотнения ЦВД и переднее концевое уплотнение
ЦСД турбины мощностью 300 МВт
Стремление к унификации и поиску мобильных схем
позволило создать универсальную, высокоэкономичную систему
уплотнений турбин с «самоуплотнением», изображенную на
рис. 15.2, а «Холодный» коллектор (температура пара 200 С)
снабжается паром из деаэратора или из коллектора собственных
нужд при пусках блока. Давление в «холодном» коллекторе
поддерживается постоянно регулятором давления с регулиру-
ющим клапаном 1. Задвижка 2 с электрическим приводом
служит для подачи пара в «холодный» коллектор во время
пуска блока, на байпасной линии—-задвижка 3 и шайба.
Прогрев паропровода паром от деаэратора или от кол-
лектора собственных нужд до «холодного» коллектора перед
подачей пара на уплотнения турбины производится посред-
ством дренажной задвижки 4. При всех режимах параметры
пара в «холодном» коллекторе составляют 0,12 МПа и 150—
200 С.
Подача пара в «горячий» коллектор требуется только при
операциях пуска турбины, при наборе частоты вращения и при
низких нагрузках. После достижения нагрузки около 40%
протечки пара из ЦВД и ЦСД становятся достаточными для
лак называемого «самоуплотнения» и необходимость в подводе
пара от постороннего источника отпадает. Пар из концевых
уплотнений ЦВД и ЦСД сбрасывается в СП2. Таким образом,
«холодный» пар не попадает в камеры уплотнений, которые
имеют высокую температуру Для стабилизации режима работы
уплотнений ЦВД и ЦСД служит регулятор давления в кол-
лекторе отсоса из промежуточных камер уплотнений в СП2
Поддерживая постоянное давление в коллекторе отсоса
0,13 МПа, этот регулятор обеспечивает как отсутствие присосов
воздуха в СП2 и затем в конденсатор, так. и умеренное
давлепие пара в камерах концевых уплотнений ЦВД и ЦСД
в отсутствие парения уплотнений.
В пусковых режимах, когда «самоуплотнение» ЦВД и ЦСД
еще не достигнуто, стабилизация давления в «горячем» кол-
лекторе осуществляется посредством регулирующего клапана
5. При пуске, если ЦВД и ЦСД имеет высокую температуру
металла (период простоя не превышает 48 ч), в «горячий»
коллектор следует подавать пар с температурой 300— 400 С.
Для этого предусмотрена задвижка 6, а для прогрева тру-
бопровода—дренажная задвижка 4.
При пуске турбины из холодного состояния нет необ-
ходимости в подаче па уплотнения ЦВД и ЦСД горячего
пара, следует подать пар с температурой 150—200' С от
деаэратора или от коллектора собственных нужд, используя
332
перемычку, связывающую трубопроводы подвода «холодного»
и «горячего» пара. Задвижка 7 на перемычке между «холодным»
и «горячим» коллекторами служит для подмешивания «горя-
чего» пара, если требуется повысить температуру пара в «хо-
лодном» коллекторе.
Регулирующие клапаны 2 и 5 имеют ручные задвижки
для проведения ремонта клапана на работающем блоке.
«Холодный» и «горячий» коллекторы имеют дренажные
линии с электрифицированной арматурой для дренирования
коллекторов при подаче пара на уплотнения.
В крайних концевых камерах уплотнений поддерживается
небольшое разрежение—около 0,097 МПа за счет отсоса
паровоздушной смеси в сальниковый подогреватель СП1, где
пар отдает свое тепло холодному конденсагу, прокачиваемому
по трубкам, и конденсируется, а воздух отсасывается водо-
струйным эжектором
Кроме пара из уплотнений в сальниковый подогреватель
также отсасывается паровоздушная смесь от штоков стопорных,
регулирующих и сбросных клапанов турбины. Из предшеству-
ющих камер уплотнений штоков пар отводится в деаэратор,
а из штоков регулирующих клапанов ЦВД — в линию горячего
промперегрева.
Для настройки работы концевых уплотнений ЦНД пре-
дусмотрены индивидуальные ручные вентили на каждом тру-
бопроводе подачи пара на передние и задние уплотнения.
На основании анализа эксплуатации турбин мощностью
800 МВт «головной серии» (новой модификации) были выяв-
лены некоторые недостатки в схеме уплотнений этих турбин
(рис 15 2, а). Ручная разделительная задвижка коллектора по-
дачи пара на уплотнения должна быть открыта настолько,
чтобы обеспечить подачу (подмешивание) пара из «горячего»
коллектора в «холодный» с температурой 235е С и расходом
0,7 т/'ч. На некоторых турбинах относительные удлинения РНД
и РСД достигали значений, близких к предельным при работе
по диспетчерскому графику. При отключении турбины роторы
дополнительно удлинялись за счет уменьшения центробежных
сил, и относительные удлинения превышали допустимые пре-
делы, что могло приводить к задеваниям в проточной части
турбин и, как следствие, к повреждению бандажных лент,
лопаток и дисков Следует учесть, что при отключении
турбины для предотвращения захолаживания ЦВД в «горячий»
коллектор подается пар с температурой 400е С. Температура
пара в районе концевых уплотнений ЦСД и ЦНД при этом
может превысить допустимую вследствие произвольного (не-
контролируемого) открытия ручной разделительной задвижки
и повышения давления в «горячем» коллекторе, а следовательно
и в «холодном» Регулятор давления, прикрывая регулирующий
ззз
клапан на подводе пара в «холодный» коллектор, уменьшает
тем самым расход пара в этот коллектор и температуру
пара в нем
В настоящее время на турбинах этой серии внедрена новая
схема концевых уплотнении, показанная на рис. 15.2,6. Ос-
новная особенность этой схемы состоит в отключении уп-
лотнения ЦВД от остальных цилиндров путем установки на
коллекторе подачи пара дополнительной электрифицированной
разделительной задвижки РЗ. На уплотнения турбины пар
подается из коллектора собственных нужд КСН с температурой
440s С в «горячий» коллектор и через пароохладитель в «холод-
ный» коллектор с температурой 180° С. Новая схема обес-
печивает работу турбины как в тепловой схеме с деаэратором,
так и в бездеаэраторноя схеме
15.2.	ВАКУУМНАЯ СИСТЕМА
Глубокий вакуум за последней ступенью ЦНД создается
конденсаторной группой, в которую входят конденсатор,
воздухоотсасывающие устройства (эжекторы), конденсационная
система и система циркуляционной охлаждающей воды.
В настоящее время на электростанциях используют схемы
циркуляционного водоснабжения с централизованными насос-
ными станциями и с индивидуальными насосами на каждый
конденсатор. Для обеспечения мобильности схемы с индивиду-
альным водоснабжением следует предусмотреть между тру-
бопроводами подачи циркуляционной (охлаждающей) воды
к конденсаторам одного турбоагрегата перемычку, желательно
такого же сечения, как основных трубопроводов. Наличие
перемычки с отключающей арматурой на каждом водоводе
непосредственно за насосами позволяет производить пуск
турбины с одним рабочим циркуляционным насосом, тогда
как отсутствие такой перемычки накладывает категорический
запрет на пуск турбины из-за отсутствия расхода воды через
трубы одного конденсатора, чтобы не допустить перегрева
конденсатора и нарушения вальцовочного соединения труб
с трубными досками. На сливных водоводах устанавливают
задвижки с электроприводом, которые служат для регулирова-
ния расхода охлаждающей воды через конденсаторы. Задвижки
на напоре при пуске должны быть открыты.
В циркуляционной системе турбины К-800-240 установлены два водоструй-
ных эжектора типа ЭВ1-230, которые предназначены для создания разрежения
в системе при заполнении ее водой перед пуском турбоустановки, а также
для удаления воздуха при скоплении его в верхних точках сливных цир-
куляционных водоводов, что обеспечивает заполнение водой верхних труб
конденсаторов. При снижении уровня воды в сливном водоводе (вследствие
скопления воздуха) происходит автоматическое включение эжектора по им-
334
пульсу от реле, установленного в верхней точке водовода, и, тем самым,
предотвращается срыв сифона При повышении уровня воды в сливном
водоводе эжектор автоматически отключается.
Несмотря на высокую деаэрационную способность современных конден-
саторов, в их паровое пространство поступает большое количество воздуха
из-за неплотностей вакуумной системы, из-за несконденсировавгпихся газов,
поступивших вместе с паром и наличия растворенного кислорода в обес-
соленной воде и конденсате, а также в других сбросах в паровое пространство,
что отрицательно сказывается на разрежении в конденсаторе (глубине вакуума)
Для отсоса паровоздушной смеси иа блоке К-800-240 установлены три
водоструйных эжектора типа ЭВ7-1000, обеспечивающих нормальный теплооб-
мен в конденсаторах Один эжектор резервный На всасывающих паровоз-
душную смесь трубопроводах установлены обратные клапаны, предотвраща-
ющие попадание рабочей воды в конденсатор в случае нарушения работы
эжектора	х
Конденсационная установка должна обеспечивать поддержание оптималь-
ного вакуума на всех режимах работы установки, соблюдение нормативных
температурных напоров и норм качества конденсата При эксплуатации
конденсационной установки должны производиться- контроль за чистотой
поверхности охлаждения и трубных досок конденсатора, профилактические
мероприятия по предотвращению загрязнений конденсатора для поддержания
нормативного температурного напора, периодические чистки конденсаторов
при ухудшении вакуума по сравнению с вакуумом по нормативной харак-
теристике на 0,5%; контроль за расходом охлаждающей воды на конденсатор
и поддержание его в соответствии с температурой охлаждающей воды
и нагрузкой, периодическая проверка плотности вакуумной системы и ее
уплотнение, контроль за водяной плотностью конденсаторов путем химических
анализов конденсата, контроль за содержанием кислорода после конденсатных
насосов.
Деаэрирующая способность конденсатора должна обеспечивать содержание
кислорода в конденсате после конденсатных насосов не более 20 мкг/кг
Присосы воздуха не должны превышать 60 кг/ч в диапазоне нагрузок 40—100%
номинальной.
Необходимо следить за температурой охлаждающей воды, нагрев которой
в конденсаторе для турбины К-800-240 в любое время года не должен
превышать 5—7° С.
Проверка плотности вакуумной системы может осуществляться на ра-
ботающей турбине по расходу воздуха, отсасываемого эжектором, и по
скорости падения вакуума при отключении эжектора и при постоянной
нагрузке. Выполнение этих измерений и сравнение их с выполненными ранее
пает возможность судить об изменениях воздушной плотности и производить
сопоставление качественного состояния ваку>'миой системы агрегата.
Наиболее простой и часто употребляемой проверкой плотности вакуумной
системы является проверка по скорости падения вакуума при отключении
эжектора при постояииой нагрузке турбины и закрытии задвижки на
трубопроводах отсоса воздуха Общая продолжительность испытания при
хорошей плотности составляет 5—6 мин, а при быстром падении вакуума
335
3 4 мин. Значения вакуума записываются через каждые 30 с Повышение
давления в конденсаторе выше 19 кПа не допускается Начало отсчета через
1 -2 мин после закрытия задвижек на трубопроводах отсоса воздуха из
конденсатора При скорости падения вакуума больше 2 мм рт ст /мин, все
неплотности должны быть выявлены и устранены в кратчайший срок В этом
случае необходимо выполнить проверку мест вероятных присосов воздуха
и устранить их Для этой цели существует методика определения мест
неплотностей на работающей под нагрузкой турбине с помощью галоидного
течеискателя Если и после этого вакуумная плотность будет недостаточной, то
необходимо провести на остановленной турбине после полного ее остывания
опрессовку вакуумной системы при помощи заливки парового пространства
конденсаторов и трубопроводов находящихся при работе турбины под
вакуумом обессоленной водой и устранить все выявленные неплогности системы
В настоящее время разработан новый, более прогрессивный способ
визуальной проверки герметичности вакуумной системы, основным достоин-
ством которого является отсутствие необходимости заполнения конденсатора
водой при сохранении его эксплуатационной надежности Способ позволяет
выявить места неплотностей в зонах, расположенных нс только ниже
горизонтального разъема, но и находящихся выше его, а также определить
неплотности самого горизонтального разъема. Новый способ проверки плот-
ности вакуумной системы легко реализуется до начала пусковых операций
на энергоблоке и может быть совмещен l предпусковыми операциями блока
Основным показателем качества работы конденсационной установки яв-
ляется абсолютное давление в конденсаторе Наряду с уменьшением расхода
охлаждающей воды по ряду причин, ухудшением работы эжекторов, неплот-
ностями вакуумной системы большое отрицательное влияние иа работу
конденсаторной группы оказывают загрязнения внутренних поверхностей
конденсаторных труб отложениями накипи ила, а также микроорганизмов
со всеми вытекающими последствиями по уменьшению проходных сечений
и увеличению гидравлического сопротивления конденсатора
На электростанциях страны для очистки поверхностей охлаждения кон-
денсаторов от механических и биологических отложений применяются меха-
нические способы очистки термическая сушка и химическая промывка
Конденсаторные трубы очищают путем динамического воздействия на от-
ложения струи воздуха или воды, истекающей из специального устройства
называемого воздушно-водяным пистолетом, который может подключаться
для работы на воздухе, воде или воздушно-водяной смеси. Наиболее
эффективным ударным действием обладает струя воздушно-водяной смеси,
создание которой осуществляется в специальном раздаточном коллекторе
Кот гектор одним присоединительным шгуцером подключается к пистолету,
двумя другими — к воздушной и водяной магистралям Регулировка соотноше-
ния воды и воздуха осуществляется регулировочными вентилями, а перетечка
воды и воздуха предотвращается обратными клапанами Этим способом не
удается прочистить все трубы, и в процессе эксплуатации непрерывно
увеличивается количество забитых труб, что ведет не только к увеличению
гидравлического сопротивления но и к появлению язв коррозии труб под
слоем отложений Для очистки забитых труб применяется высоконапорная
336
Рис 15.3. Схема шариковой
очистки конденсаторной группы
для одного потока охлажда-
ющей воды
установка, в конструкции которой используется специальное реактннное сопло,
работающее иа давлении воды 40—50 МПа.
Термическая сушка конденсаторов состоит в воздействии на органические
отложения повышенными температурами, которые способствуют разложению
отложений Метод может осуществляться на остановленном в ремонт энерго-
блоке или при отключении одного конденсатора на работающем блоке Для
термической сушки открываются люки в отключенный конденсатор со стороны
входа и выхода воды. К нижнему люку подключается электрический или
паровой калорифер с воздуходувкой для подачи горячего воздуха в конденсатор
и создается проток горячего воздуха по ходу воды. От воздействия высоких
температур органические отложения погибают и могут быть сравнительно
легко удалены с помощью воздушного пистолета или напором воды при
подключении данного конденсатора в работу Изложенный метод условно
можно назвать «искусственной» термической сушкой Применяется также
«естественная» термическая сушка, когда на отключенном конденсаторе
вскрывают все люки в его полостях и открывают их настежь Повышением
нагрузки на блоке поднимают температуру выхлопного патрубка до 60е С, при
этом сушка отложений в трубах осуществляется теплотой отработавшего
в турбине пара В процессе термической сушки не допускается повышение
температуры выше 80е С по условиям надежности вальцовочных соединений.
В практике обслуживания конденсаторов применяется химическая промыв-
ка, где в качестве моющего реагента широко используется 3—5%-ный раствор
технической соляной кислоты с добавлением различных ингибиторов коррозии
В зависимости от применяемого материала конденсаторных труб и состава
минеральных отложений выбираются необходимый для данной электростанции
моющий реагент и технология химической промывки
В настоящее время ЛМЗ поставляет с каждой турбоустановкой систему
шариковой очистки труб конденсаторов (рис. 15 3) Эта система предназначена
22 Заказ 1948	337
для очистки внутренних поверхностей конденсаторных труб за счет непрерывной
циркуляции шариков из губчатой резины диаметром 28 мм Очистка шариками
используется для систем, работающих на пресной охлаждающей воде,
н устанавливается в турбинном цехе Система шариковой очистки устанавливается
на каждом потоке охлаждающей воды и состоит из камер загрузки 1, двух
водоструйных эжекторов 2, шарикоулавливающего устройства 3 и восьми клиновых
задвижек с выдвижными шпинделями типа ПФ 11010-00. Применение шарикоочист-
ки позволяет постоянно поддерживать чистоту внутренней поверхности конденса-
торных труб и увеличивает межплановый период чистки конденсаторов
15.3.	СИСТЕМА ЗАЩИТЫ ТУРБИНЫ ОТ ОБРАТНОГО
ПОТОКА ОТБИРАЕМОГО ПАРА
Система включает клапаны обратные типа КОС, устанав-
ливаемые на трубопроводах регенеративных, промышленных
и теплофикационных отборов пара и защищающие турбину
от обратного потока пара при снижении или полном сбросе
нагрузки. Клапаны снабжены сервомоторами, создающими
дополнительное усилие на закрытие при их срабатывании
Для управления сервомоторами предназначена система подвода
и подготовки конденсата, в которую входят трубопроводы,
отключающая арматура, фильтры пластинчатого типа для
очистки конденсата, поступающего для питания сервомоторов,
средства для его протока и удаления воздуха из системы
с управляющими вентилями, имеющими электромагнитные
приводы, и манометрами для контроля за работой системы.
Обратные клапаны типа КОС выполняются в двух модификациях (подъем-
ные и поворотные)
Обратные клапаны (подъемные, тарельчатого типа с возвратно-поступа-
тельным перемещением тарелки над седлом в вертикальном направлении
под воздействием потока пара) приведены на рис. 15 4 Над крышкой клапана
размещен сервомотор пружинного действия с передачей усилия тарелке через
шток Герметичность закрытых клапанов обеспечивается притертыми друг
к другу уплотняющими поверхностями тарелки и седла
Обратные клапаны поворотные (рис. 15 5) имеют корпус с рычагом
установленным внутри корпуса на оси, и тарелкой, подвешенной к рычагу
для обеспечения правильной посадки ее на седло. Тарелка свободно отклоняется
под воздействием потока пара на угол больше 30° от вертикального
положения Сервомоторы, размещенные на крышке сверху, передают усилие
тарелке клапана через шток, сервомоторы, размещенные сбоку на кронштейне
передают усилие тарелке клапана рычагом, помещенным в конце поворачи
вающего вала, связанного с сервомотором. Плотность клапанов обеспечивается
притертыми друг к другу уплотняющими поверхностями тарелки и седла
Для осмотра ходовых частей и уплотняющих поверхностей клапанов пре-
дусмотрены боковые патрубки с фланцем и заглушкой.
Сервомотор мембранный (рис. 15.6), пружинного действия. Мембрана
состоит из трех слоев резины, разделенных двумя капроновыми кордами
338
Рис. 15.4. Клапан обратный
подъемный
Рис. 15 5 Клапан обратный поворотный
Положение мембраны при сборке сервомотора выпуклой поверхностью вверх
обеспечивает опирание конусной верхней поверхности мембраны на внутрен-
нюю поверхность крышки при воздействии давления конденсата, находящегося
под мембраной. Центральная часть мембраны зажата между двумя дисками.
На верхнем диске размещены две силовые пружины. Во втулке нижнего
диска находится крепление штока сервомотора, проходящего через сальниковые
уплотнения сервомотора и крышки клапана. Шток не имеет жесткого
соединения с тарелкой клапана
Под воздействием давления конденсата мембрана занимает верхнее положе-
ние до упора тарелки в крышку, сжимая пружины и перемещая шток сервомо-
тора в верхнее положение (сервомотор находится во взведенном состоянии).
При прекращении воздействия давления конденсата на мембрану пружины
освобождаются перемещают мембрану и шток сервомотора вниз, создавая
усилие на закрытие тарелки клапана—происходит срабатывание сервомо-
тора
На сервомоторе установлены конечный выключатель для подачи сигнала
о закрытии клапана и указатель положения (шкала и стрелка).
Усилие, развиваемое сервомоторами, ограничено и может вызвать лишь
дросселирование отбираемого пара. Перепад давления в затворе клапана
при воздействии сервомотора ие превышает 0,1 — 1 МПа в зависимости от
размеров клапанов и расхода пара По этой причине обратные клапаны не
могут служить запорным устройством при прямом потоке пара. Чувствитель-
ность сервомоторов, т. е. разница в давлениях воды в одном и том же
положении мембраны при испытании на закрытие и открытие, составляет
О .08— 0,12 МПа.
339
При работающей турбине с от-
бором пара тарелка обратного кла-
пана находится под воздействием по-
тока пара, поступающего от тубины
Давлением конденсата под мембраной
шток сервомотора поднят и не пре-
пятствует перемещениям тарелки. При
сбросах нагрузки тарелка клапана за
крывается обратным потоком пара
и дополнительным усилием, создава-
емым сервомотором при прекращении
давления конденсата на мембрану
Работа сервомоторов и управле-
ние ими обеспечивается гидравличес-
кой системой, показанной на рис. 15 7
Конденсат из напорной линии кон-
денсатных насосов проходит через
группу пластинчатых фильтров, име-
ющих отключающую арматуру, и че-
рез ограничивающую расход шайбу
Рис 15.6. Сервомотор мембранный
Рис 15 7. Схема управления обратны-
ми клапанами
Ш2 поступает по трубопроводам в сервомоторы групп клапанов (СГК)
Проток конденсата через шайбу Ш1 создает расход для охлаждения сер
вомоторов. Размеры шайб Ш1 и Ш2 обеспечивают необходимое давление
конденсата под мембранами для удержания сервомоторов во взвешенном
состоянии при давлении перед шайбой Ш2 более 0,7 МПа. Включенные
в коллектор вентили с электромагнитным приводом служат для выпуска
340
конденсата нз сервомоторов в сливную линию конденсата, при этом снижается
давление в системе и происходит срабатывание сервомоторов. После закрытия
вентилей сервомоторы обратных клапанов приводятся во взведенное состояние
давлением конденсата
Обратные клапаны типа КОС устанавливаются на горизонтальных участках
трубопроводов сервомотором вверх. Установку производят без перекосов,
чтобы исключить самопроизвольное открытие тарелки. Сварку стыков тру-
бопроводов питания системы подвода выполняют с помощью накладных
муфт Необходимо проверить размеры зазоров (см. рис. 15 4 и 15 5), надежность
выполнения подвесок рычагов тарелок и концентричность положения уплот-
няющих поверхностей тарелок, проверить и обеспечить плотность притирки
уплотняющих поверхностей, а также фактическое соответствие указателей
и переключателей положения закрытых клапанов.
Перед каждым пуском и остановкой турбины производят испытания и,
при надобности, наладку системы защиты с опробованием ее действия
не менее 2 раз, а также через 800—1000 ч при непрерывной работе уста-
новки. Опробование работы обратных клапанов может быть допущено при
снижении расхода в трубопроводе отбора или при его отключении. В тур-
боустановках, имеющих турбонасосы, питающиеся паром из отбора турбины,
опробование производят во время работы электронасоса при остановленном
турбонасосе.
Клапаны периодически проверяются на срабатывание: подается импульс
на закрытие и определяется закрытие по электрическому сигналу Периодичес
кие проверки могут проводиться при работе установки. Для обеспечения
минимального влияния опробования или для возможности разновременного
его проведения предусматривается групповое разделение управления сер-
вомоторами, при этом количество клапанов в группе, обеспечивающих
необходимое быстродействие, не более четырех. Количество групп управления
определяется схемой турбоусшновки. Прокладка трубопроводов группы упра-
вления от фильтров к сервомоторам и от сервомоторов к верхней точке
трубопроводов должна выполняться без воздушных мешков, с постепенным
подъемом к коллектору Сливные трубопроводы от сервомоторов к коллектору
должны проводиться автономно для каждого сервомотора Время закрытия
клапанов, определяемое от поступления электрического сигнала на включение
вентилей до появления сигнала о посадке клапанов, около 1 с.
Клапаны, установленные на трубопроводах промышленных или теплофи-
кационных о гборов или связанные с подводом пара от постороннего источника,
должны испытываться на плотность при пусках и остановках турбин, для
чего при частоте вращения турбины 1000—2000 об/мин необходимо подводить
пар от постороннего источника через трубопровод диаметром 50 мм. имеющий
отключающую арматуру и манометр Врезка трубопровода опробования
производится между обратным клапаном и задвижкой При опробовании
давление подаваемого пара не должно превышать 0,2—0,3 МПа Неизменность
частоты вращения турбины при испытании будет свидетельствовать об
исправном состоянии затворов Неисправности в системе защиты турбины
обратными клапанами недопустимы и должны устраняться Пуск турбины
с обнаруженными неисправностями не допускается
341
154 ВОДНО-ХИМИЧЕСКИЙ РЕЖИМ
Надежность и экономичность работы паротурбинного оборудования в зна-
чительной степени зависит от водоподготовки и водно-химического режима
Организация оптимального водно-химического режима блока и ТЭС в целом
должна учитывать условия работы как котельного, так и турбинного
оборудования. Неплотности оборудования, работающего под вакуумом, не-
плотности в вальцовочных соединениях труб с основными трубными досками
конденсаторов, добавочная обессоленная вода, коррозия металла при нера-
ботающем оборудовании и во время его работы и другие причины приводят
к загрязнению конденсата, питательной воды п пара. Для сведения к воз-
можному минимуму интенсивности процессов образования отложений и кор-
розии необходимо качество рабочей среды поддерживать в пределах показа
телей, приведенных в табл. 15.1.
Таблица 15 1 Качество рабочей среды
Показатель	НПО ЦКТИ		птэ ГАР
	ГАР	КОР	
Содержание соединений натрия, мкг/кг		2	5
Удельная электрическая проводимость при 25 С, после Н± фильтра, мкСм/см	0.25	0,2	—
Условное солесодержание, мкг/кг	40	35	
Содержание во порода после второй ступени пере- грева, мкг/кг	5	1	—
Примечание ГАР—гидразионпо-ам'миачвый режим КОР—комбинированный оки-
слительный режим.
В течение первых двух сугок после подключения турбины к котлу или
при подключении второго корпуса дубль-блока в питательной воде и паре,
подаваемом в турбину, допускается превышение норм, приведенных в таблице,
по содержанию соединений железа, меди и кремниевой кислоты, но не более
чем на 50% При этом в первые сутки допускается превышение содержания
сое ш нений железа и кремнекислоты до 50 мкг/кг по каждому из этих
показателей. При включении прямоточного котла после капитального, среднего
или текущего ремонта указанное превышение норм (не более чем на 50%)
допускается в течение четырех суток, при этом в первые сутки содержание
соединений железа и кремниевой кислоты допускает до 100 мкг/кг по
каждому из этих показателей
В ближайшей перспективе число пусков—остановов блоков будет воз-
растать, и даже блоки 800 МВт предполагают останавливать на выходные
дни. При остановах—пусках оборудования происходит нарушение сплошности
защитных пленок оксидов и увеличиваются присосы охлаждающей воды
В настоящее время оборудование энергоблоков при кратковременных остановах
не консервируется, а потому процессы коррозии и коррозионно-эрозионного
износа металла протекают интенсивней, что ведет к ухудшению показателей
качества конденсата турбины, пита! с. и.ной воды и пара в первые три дня
после пуска
342
Основной вывод, который делают специалисты по водно-химичес-
ким режимам, состоит в том, что крайне нежелательны частые пуски—
остановы энергоблоков и при наличии технической возможности более
целесообразна разгрузка мощных энергоблоков без их полного останова;
необходимо исключить попадание даже следов масла из системы смазки
в конденсат в период операций по пуску и останову турбины, так как
смазочные материалы содержат потенциально-кислые соединения, резко сти-
мулирующие процесс коррозии; необходимо при каждом останове осуществлять
надежную консервацию оборудования энергоблока, включая проточную часть
турбины.
15.5. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ ТУРБОАГРЕГАТА
И ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ ОРГАНИЗАЦИИ РЕЖИМОВ ПУСКА
Эксплуатация турбоагрегата выполняется в строгом соот-
ветствии с требованиями документации завода-изготовителя.
Инструкция по эксплуатации паровой турбины разрабатывается
применительно к определенной тепловой схеме, выбранной
для данной электростанции, с учетом конструктивных особен-
ностей котлоагрегата, принятой схемы пускосбросного устрой-
ства, конкретного вспомогательного оборудования машзала
и с использованием в полном объеме КИП, автоматики,
защит и технологической сигнализации.
Графики-задания пуска и нагружения турбины из различных
тепловых состояний разрабатываются с учетом использования
системы обогрева фланцев и шпилек горизонтального разъема
ЦВД и ЦСД.
Пуск турбины запрещается:
при неисправности любой из защит, действующих на
останов оборудования;
при неисправности устройств и приборов контроля тех-
нического состояния оборудования;
при дефектах в системах регулирования и парорасп-
ределения;
после проведения ремонтных работ узлов системы регу-
лирования без снятия их характеристик;
при неисправных обратных клапанах на трубопроводах
отборов пара из цилиндров;
при неисправности дистанционного управления оператив-
ными регулирующими органами, а также задвижками, ис-
пользуемыми при ликвидации аварийных положений;
при качестве масла, не удовлетворяющем нормам, и при
температуре масла, превышающей установленные пределы;
при наличии парений, течей;
при неисправности одного из масляных насосов турбины
или устройства для их автоматического включения;
при обрыве пружинных подвесок паропроводов.
343
Перед подачей пара в турбину, когда рогор вращается
ВПУ, размах колебаний указателя искривления вала не должен
превышать 0,07 мм. При пуске турбины и увеличении частоты
вращения до 1000 мин-1 искривление вала не должно пре-
вышать 0,1 мм, дальнейшее повышение частоты вращения от
1000 мин до номинальной лимитируется искривлением, рав-
ным 0,25 мм. Если в указанном диапазоне частот искривление
ротора достигнет указанных значений, турбину следует немед-
ленно остановить и вращение ротора перевести па ВПУ.
Последующий пуск разрешается только после выяснения
и устранения причин повышенного искривления ротора.
Лопаточный аппарат турбины рассчитан и настроен на
работу при отклонениях частоты сети в пределах 49—50,5 Гц
При отклонениях частоты за указанные пределы дежурным
персоналом станции и энергосистемы должны быть приняты
немедленные меры для ее восстановления В аварийных для
системы ситуациях допускается кратковременная работа тур-
бины при часто ге сети:
50,5—51 Гц— одноразово продолжительностью не более 3 мин и не более
500 мин за весь срок эксплуатации
49—48 Гц — одноразово продолжительностью не более 5 мин и нс более
750 мин за весь срок эксплуатации,
48—47 Гц — одноразово продолжительностью ие более 1 мин и не более
180 мин за весь срок эксплуатации;
47 46 Гц — одноразово продолжительностью не более 10 с и не более
30 мин за весь срок эксплуатации
Основные принципы организации режимов пуска турбины
заложены в инструкцию по эксплуатации и графики-задания,
разработанные на основе проведенных расчетов и исследований
термонапряжеииого состояния роторов и корпусных деталей.
Исследования ЛМЗ, ВТИ и ЦКТИ подтвердили возмож-
ность деформации корпусных деталей в результате кратко-
временного воздействия пусковых температурных напряжений
даже при единичных пусках, не говоря уже о нестационарных
режимах работы и жестких пусках Этим объясняется целый
ряд требований, предъявляемых к предтолчковому прогреву,
повышению частоты вращения и нагружению турбины. Раз-
ность температур по толщине сгенок корпуса стопорного
клапана не должна превышать 50 С в интервалах температур
металла до 400' С, 30° С в интервале от 400 до 450' С
и 20 С от 450 С и выше; разность температур металла
верха и низа ЦВД и ЦСД в зоне паровпуска не должна
превышать 50 С; разность температур внутренней и наружной
поверхности стенки ЦВД в зоне паровпуска не должна
превышать 30е С; разность температур металла фланцев го-
ризонтального разъема цилиндров в поперечном сечении (по
ширине) не должна превышать 80 С, между верхним и нижним.
344
правым и левым- 10° С; между фланцем и шпилькой — 20° С;
разность температур пара в трубах не должна превышать
35° С при температурах пара ниже 450' С и 20° С при
температурах пара выше 450е С. Максимальная скорость
повышения температуры металла перепускных труб не должна
превышать 15° С/мин.
На электростанциях постоянно стоит задача ускорения
пуска энергетического оборудования в работу после монтажа,
капитальных, средних, расширенных средних и текущих ремон-
тов, а также после остановки с глубоким расхолаживанием
с одновременным соблюдением ограничений по термонап-
ряжеяному состоянию.
Для обеспечения прогрева РСД в условиях малых цент-
робежных сил до температуры 100—120' С, представляющей
верхний температурный предел «хладноломкости» материала
Р2М, из которого изготовлен РСД, в действующих инструкциях
предусматривается при пуске из холодного состояния выдержка
при частоте вращения 800 — 1000 мин-1 Длительность выдерж-
ки определяется температурным состоянием ЦСД и по типовым
графикам-заданиям составляет от 60 мин до 120 мин Для
сокращения времени пуска путем исключения этой выдержки
разработана и внедрена технология специального прогрева
РСД, применение которой позволяет за 30 90 мин, в зави-
симости от типа турбины, прогреть ЦСД, а следовательно
и РСД, одновременно с проведением других предпусковых
операций по энергоблоку до температуры, превышающей
100 С.
В зависимости от теплового состояния турбины режимы
пуска делятся на следующие
из холодного состояния (при температуре металла паров-
пускных частей ЦВД и ЦСД, не превышающей 170 и 150° С
соответственно);
из неостывшего состояния (при температуре металла паров-
пускных частей ЦВД от 170 до 420° С, а ЦСД от 150 до 440' С);
из горячего состояния (при температуре металла паров-
пускных частей ЦВД и ЦСД выше 420 и 440° С соответс твенно):
В графиках-заданиях предусматривается, что при пусках
турбины из неостывшего состояния температура свежего пара
превышает температуру металла в зоне паровпуска турбины
примерно на 80° С. Это связано с тем, что дросселирование
пара в регулирующих клапанах в процессе первоначального
нагружения турбины приводит к снижению температуры пара
и для исключения этого явления первоначальная нагрузка
выбирается такой, чтобы температура пара в регулирующей
ступени после взятия нагрузки была не ниже температуры
металла в зоне паровпуска. Первоначальная нагрузка диктует
давление свежего пара.
345
Прогрев корпусов стопорных клапанов ЦВД и ЦСД и пе-
репускных труб необходимо вести в «щадящем» режиме,
исключая тепловые удары, для чего следует применять прогрев
на режиме конденсации при ступенчатом открытии клапанов
вплоть до полного открытия. При ступенчатом открытии
клапанов необходимо выдерживать скорость повышения дав
ния на начальном этапе подъема не выше 0,05 МПа/мин
При полностью остывшей турбине указатели абсолютного
расширения цилиндров турбины должны находиться вблизи
положения «0», относительного положения роторов и осевого
сдвига—в пределах осевого разбега роторов в опорно-упорном
подшипнике. Абсолютные перемещения корпусов подшипников
должны соответствовать тепловому состоянию цилиндров
и очень важно эти величины определить при первых пусках
турбины на электростанции. Во время первых пусков турбоаг-
регата также следует провести специальные измерения для
уточнения критических частот вращения валопровода.
При повышении частоты вращения и нагружении турбины
после монтажа, ремонта или ревизии надо проверять сим
метричность тепловых расширений цилиндров по специальным
реперным штифтам, установленным на корпусах подшипников
и лапах корпусов, где допускается разница между правой
и левой сторонами + 0,5 мм. Если тепловые расширения
оказываются несимметричными или же не соответствуют
зафиксированным ранее, то подъем частоты вращения или
нагружения необходимо прекратить до выяснения причин и их
устранения.
Температура пара в выхлопных частях ЦНД, измеренная
штатными приборами с правой стороны, при пусках турбины
и работе до 30% нагрузки должна автоматически под дер
живаться в пределах 80—120° С регулятором впрыска конден
сата в пароприемные устройства конденсатора При нагрузках
выше 30% номинальной температура пара в выхлопных частях
не должна превышать 60° С.
Температура баббита опорных подшипников и колодок
упорного подшипника не должна превышать 100° С. В случае
повышения до 105° С следует прекратить нагружение и снизить
нагрузку до значения, при котором температура баббита
снизится до 90° С, проработать при этой нагрузке 2—4 ч
Если при последующем нагружении турбцны температура
баббита колодок превысит 110° С, турбину следует остановить
для осмотра, выявления и устранения причин нагрева.
На период пуска турбины после монтажа и капитальных
ремонтов в корпуса стопорных клапанов устанавливаются сита
с отверстиями диаметром 1,5 мм для предотвращения попада-
ния в проточную часть турбины посторонних механических
частиц типа сварочного грата, окалины и т. д. В этот период
346
необходимо особо внимательно следить за перепадом давления
на ситах, который на всех режимах работы не должен
превышать 0,6 МПа. При перепаде 0,5 МПа подается пре-
дупредительный сигнал. В случае повышения перепада до
0,6 МПа (что свидетельствует о засорении сита) турбину
необходимо остановить и очистить сита. Замена монтажных
сит эксплуатационными с отверстиями диаметром 3,5 мм
проводится при уверенности в чистоте парового тракта до
стопорного клапана.
При аварийном закрытии одного из регулирующих клапанов
ЦВД допускается временно (до останова) эксплуатация турбины
с определенными ограничениями для каждого типа турбины,
изложенными в соответствующем информационном письме
завода и нашедшем отражение в инструкциях завода по
эксплуатации, выпущенных после 1981 г.
Ниже изложены положения, которыми обязан руководст-
воваться эксплуатационный персонал при возникновении ава-
рийной ситуации.
Турбина должна быть аварийно остановлена со срывом
вакуума, при снижении (по показаниям манометра) давления
масла в системе смазки до 0,03 МПа; при осевом сдвиге
ротора на 1,2 мм в сторону переднего подшипника или 2 мм
в сторону генератора; при увеличении давления в конденсаторах
до 0,02 МПа (0,2 кгс/см2); при внезапном изменении вибро-
скорости как в сторону увеличения, так и в сторону умень-
шения- при загорании масла и невозможности ликвидиро • т.ь
пожар
Турбина должна быть немедленно остановлена: при увеличе-
нии частоты вращения ротора выше 3360 минпри неис-
правности автомата безопасности, при появлении искр или
дыма из концевых уплотнений турбины, при гидравлических
ударах в цилиндрах или трубопроводах; при разрыве или
обнаружении трещин в маслопроводах, паропроводах, а также
трубопроводах основного конденсата и питательной воды; при
срабатывании атмосферных клапанов ЦНД; при повышении
уровня в любом из ПВД до Ш предела; при резком понижении
температуры свежего пара от номинальной до 470е С; при
явно слышимом металлическом стуке в турбине.
Не допускается работа турбины: при относительных положе-
ниях роторов, превышающих установленные пределы; при
повышении температуры баббита любого опорного подшип-
ника до 100° С или колодок упорного подшипника до 110° С,
при повышении температуры масла на сливе любого подшип-
ника до 75° С; при снижении уровней масла в маслобаке или
баке системы регулирования ниже предельных значений; при
повышении температуры пара выхлопных частей ЦНД выше
значений, указанных в инструкции по эксплуатации конкретной
347
турбины; при беспаровом режиме более 3 мин, при произволь-
ном закрытии стопорных клапанов ЦВД или ЦСД; при работе
с одним открытым регулирующим клапаном ЦВД или ЦСД;
при повышении температуры свежего пара выше 575° С
с выдержкой времени до 3 мин, при повышении температуры
пара после промперегрева выше 560° С с выдержкой времени
до 3 мин, при давлении пара в камере регулирующей ступени
ЦВД и на выхлопе ЦВД выше указанного в инструкции
завода для данного типа турбины
156 ОБСЛУЖИВАНИЕ ТУРБОАГРЕГАТА
Общие положения. Основной задачей обслуживающего персонала является
обеспечение заданной мощности при надежной и экономичной работе от-
дельных систем и турбоустановки в целом. При нормальной работе блока
под нагрузкой турбинное оборудование должно работать с полностью
включенными регуляторами защитами, блокировками.
Оперативный персонал во время эксплуатации турбоагрегата обязан
регулярно производить осмотр всего оборудования и запись показании
приборов, а в конце смены сделать анализ суточной ведомости и диаграмм
регистрирующих приборов, следить за исправной реботой приборов, средсгв
автоматики и дистанционного управления, прослушивать турбину при всяких
изменениях нагрузки периодически в течение смены, постоянно следить за
вибрацией агрегата, следить за давлением пара в камере регулирующей
ступени ЦВД и в камерах отборов- при работе под нагрузкой производить
поочередное расхаживание сервомоторов стопорных клапанов ЦВД и ЦСД
Производить один раз в сутки при работе турбины под нагрузкой контроль
турбинного масла и огнестойкой жидкости по внешнему виду на содержание
воды, шлама и механических примесей с целью определения необходимости
их очистки, проводить лабораторный анализ качества пара и содержания
кислорода в основном конденсате; контролировать перепад на ситах стопорных
клапанов ЦВД, проверять состояние токосъемных щеток и схемы контроля,
с помощью которой можно определять ток, протекающий через щетки,
контролировать давление в фильтрах тонкой очистки и при повышении до
предельного значения своевременно отключить фильтр и заменить фильтру-
ющую ткань
Параметры пара и допускаемые нагрузки (на примере турбины типа
К-800-240). Для обеспечения экономичной и надежной работы турбоагрегата
поддерживать перед турбиной номинальные параметры свежего пара и пара
промежуточного перегрева Влияние изменения начальной температуры пара
пара после промперегрева, начального давления пара, потери давления в тракте
промперегрева наглядно показано на кривых поправок к мощности и удельному
расходу теплоты (рис. 15.8 н 15 9)
Допускается длительная работа турбины при отклонении параметров от
номинальных значений (в любых сочетаниях) в следующих пределах (при
температуре свежего пара 540" С): при одновременном отклонении начальных
давления от 23,05 до 24,03 МПа и температуры от 530 до 545" С; при
348

Рис. 15.8. Влияние отклонений началь-
ных параметров пара на удельный
расход теплоты турбоустановки (брут-
то)
Рис. 15.9 Влияние отклонений началь-
ного давления пара на мощность
турбины
отклонении температуры пар# после промперегрева от 530 до 545° С, при
повышении температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор до
33° С и расходе ее 73 000 м3/ч.
Разрешается длительно эксплуатировать турбину с 30%-ной номинальной
нагрузкой при номинальных параметрах, при этом время постепенного
перехода со 100%-ной нагрузки до 30% должно составлять не менее 60 мин.
В диапазоне нагрузок от 100 до 30% температура свежего пара после
промперегрева должна быть номинальной, но при снижении нагрузки от 60
до 30% разрешается плавное снижение температуры свеже! о пара от
номинальной до 505" С за время не менее 60 мнн.
При сбросах нагрузки вплоть до 30% номинальная температура должна
сохраняться в течение не менее 5 мин.
Допускается кратковременная работа турбины на собственные нужды
и иа холостом ходу после сброса нагрузки При этом длительность работы
на холостом ходу и нагрузке собственных нужд не должна быть более 30 мин
При температуре свежего пара перед стопорными клапанами ЦВД
в интервале 566—570° С, а также пара перед стопорными клапанами ЦСД
в интервале 546—550" С разрешается работа турбины в течение не более
30 мнн, причем общая продолжительность работы при этих температурах
не должна превышать 200 ч в год
Турбина допускает пуск и последующее нагружение после остановки
любой продолжительности Приемное устройство конденсаторов рассчитано
на прием 1300 т/ч воды из котла и из растопочного расширителя при пуске
турбины. По прочности водоприемное устройство рассчитано иа давление
1,96 МПа при температуре 200° С Пароприемные устройства рассчитаны на
прием 1540 т/ч пара из ПСБУ при сбросах нагрузки при давлении 0,69 МПа
и температуре 200° С Прием пара н воды в конденсаторы прекращается
при давлении в конденсаторах 0,02 МПа.
1 Давление пара в камере регулирующей ступени при нагрузке 800 МВт,
расчетном расходе пара, номинальных параметрах и полностью включенной
системе регенерации должно быть 15,7 МПа
При максимальном расходе пара 2650 т/ч на турбину и отсутствии
дополнительных отборов мощность турбины составляет 850 МВт и время
эксплуатации с такой нагрузкой не ограничивается
349
В случае отключения одной группы ПВД мощность турбины не должна
превышать 785 МВт. давление в регулирующей ступени при этом должно
быть не выше 14,7 МПа При отключении всех ПВД мощность турбины
должна быть снижена на 50 МВт, а давление в регулирующей ступени
должно быть не выше 13,3 МПа
Во всех случаях давление пара перед ЦНД нс должно превышать 0,31 МПа
Обслуживание системы регулирования. Проверку системы регулирования
и защиты необходимо производить при каждом пуске турбины независимо
от продолжительности простоя, а также при каждой остановке турбины
в ремонт
Проверка действия автомата безопасности и системы защиты турбины от
повышения частоты вращения производится после разборки системы регу-
лирования, перед испытанием на сброс нагрузки, после длительного простоя
турбины (более 1 мес) и при работе турбины не реже 1 раза в 4 мес. Во
всех остальных случаях допустима проверка системы защиты без повышения
частоты вращения.
На остановленной турбине нли при работе ее на холостом ходу проводится
опробование электромагнитных выключателей, для чего нужно нажать на
кнопку ручного выключателя и затем отпустить ее, при этом убедиться
что все сервомоторы закрылись быстро и без задержек, убедиться, что
возвращение кнопки ручного отключения турбины в исходное положение не
приводит к открытию сервомоторов.
При проведении испытания бойков автомата безопасности повышают
частоту вращения, которую необходимо дополнительно контролировать руч-
ным тахометром. Механизмом управления турбины следует повысить частоту
вращения роторов до значения не более 3360 мин-1 при ускорениях, не
превышающих 15 мин-1, затем зафиксировать частоту вращения, при которой
произошло срабатывание бойка и его посадка, убедиться в закрытии стопорных
и регулирующих клапанов. Боек считается отрегулированным, если частота
вращения при его срабатывании лежит в пределах 3330 — 3360 мин -1. Взведение
золотников автомата безопасности и открытие сервомоторов можно произ-
водить только после того, как частота вращения турбины снизится до уровня
3060^35 мин-1, при котором должна произойти посадка сработавшего
бойка.
После посадки бойка необходимо немедленно взвести его золотники
и открыть сервомоторы до положения холостого хода, для чего следует
быстро вращать маховик блока золотников регулятора частоты вращения
по часовой стрелке до поюжения «0», а затем против часовой стрелки до
восстановления частоты вращения 3000 мин-1. Не рекомендуется перед ис-
пытанием производить проверку бойков путем подвода к ним рабочей
жидкости (без повышения частоты вращения), так как это может исказить
результаты испытаний.
При раздельном испытании бойков автомата безопасности повышением’
частоты вращения неиспытуемый боек отключается путем смещения рычага
из рабочего положения в одно из двух фиксируемых положений. Для
испытания каждого бойка путем изменения подачи масла (без повышения
350
частоты вращения) испытуемый боек следует отключить от системы защиты
указанным способом, затем установить частоту вращения 2900 мин“1, пово-
рачивая кран из среднего положения, подать рабочую жидкость к отключен-
ному бойку. Медленным вращением маховика управления блока золотника
регулятора частоты вращения против часовой стрелки нужно повысить частоту
вращения и по сигнальному устройству заметить момент срабатывания бойка.
Боек должен сработать при частоте вращения менее 2970 мин"1. После
срабатывания бойка кран необходимо перевести в среднее положение и,
убедившись в посадке бойка, возвратить рычаг в рабочее положение.
Аналогично следует провести испытание второго бойка При испытании
бойков под нагрузкой рабочая жидкость подается на отключенный боек.
Необходимо производить проверку плотности клапанов высокого и сре-
днего давления при каждом пуске турбины после капитального ремонта или
текущего, при котором производилась разборка клапана, а также не реже
одного раза в 4 мес при очередном останове блока Плотность клапанов
определяется по установившейся частоте вращения ротора при постоянных
параметрах пара перед всеми группами клапанов и вакууме в конденсаторе.
При проверке плотности режим работы оборудования должен быть следующим:
давления свежего пара, пара промперегрева и в конденсаторе должны быть
близки к номинальным, валопровод турбоагрегата должен вращать ВПУ,
температура масла на подшипники должна составлять 40 + 5° С, в работе
должен находиться одни насос системы регулирования. Плотность клапанов
ЦСД и ЦВД проверяется поочередно
Для проверки плотности клапанов ЦСД необходимо механизм управления
установить иа «0» и убедиться в закрытии всех сервомоторов; механизмы
для расхаживания стопорных клапанов ЦВД и ЦСД поставить в положение
«клапан закрыт» и вращением механизма управления турбиной (МУТ) на
открытие до положения «8 мм» убедиться, что они закрыты; МУТ открыть
регулирующие клапаны ЦСД и проверить, что все остальные клапаны
закрыты; определить плотность стопорных клапанов ЦСД, зафиксировав
частоту вращения роторов в установившемся режиме, и записать параметры
пара и давление в конденсаторе; МУТ закрыть регулирующие клапаны ЦСД,
механизмом расхаживания открыть полностью стопорные клапаны ЦСД;
определить плотность регулирующих клапанов ЦСД по изложенной выше
методике, затем стопорные клапаны ЦСД вновь закрыть меха мами для
расхаживания
Проверку плотности клапанов ЦВД выполнить аналогично. При проверке
частота вращения валопровода не должна превышать 800 мин"1.
Необходимость включения ограничителя мощности может быть вызвана
неисправностью турбины или генератора, не требующей немедленной останов-
ки, заносом проточной части турбины отложениями солей; неисправностью
когда; неустойчивостью частоты сети, вызывающей броски нагрузки; неисп-
равностью регенеративных подогревателей.
Прн включении ВПУ необходимо следить за значением тока электродвига-
теля. Повышенный ток свидетельствует об увеличении усилия для проворачива-
ния валопровода, и при таком техническом состоянии ВПУ необходимо
валопровод турбины оставить в состоянии покоя до полного остывания
351
турбины, не прекращая подачи масла на подшипники Следует также
осуществлять контроль за искривлением ротора по индикатору механического
типа.
Обслуживание подогревателей. Обслуживание ПВД во премя работы состоит
в периодическом контроле за их работой, обслуживании их защитных
устройств, поддержании нормального уровня конденсата греющею пара
в подогревателях; контроле за показаниями приборов: 1 раз в смену следует
производить продувку водоуказательных стекол. Причинами неудовлетвори
тельной работы подогревателей могут быть: загрязнение поверхности нагрева,
уменьшение поверхности теплообмена из-за затопления конденсатом греющего
пара части трубок; уменьшение давления в паропроводе из-за неполного
открытия задвижек и КОС перепуск воды помимо подогревателя вследствие
неплотности обводных задвижек и кчапанов, чрезмерно низкий уровень
конденсата греющего пара, приводящий к проскоку пара, увеличенный отсос
паровоздушной смеси при большом диаметре огреничитсльных шайб, неудач-
ный выбор мест отсоса воздуха или повышенное содержание воздуха
В случае ненормального повышения уровня в паровом пространстве
подогревателя и срабатывании защиты ПВД необходимо проверить работу
блокировок по питательной воде и греющему пару; проследить за скоростью
падения давления в трубных секциях по манометру (отсутствие падения
давления указывает на исправность трубной системы). В случае отключения
группы ПВД из-за разрыва трубок в каком-либо из подогревателей необходимо
данную группу полностью отключить по питательной воде, греющему пару
конденсату греющего пара и по отсосу воздуха, а поврежденный подогреватель
вывести в ремонт
ПВД не должны допускаться к работе при неплотностях в трубной
системе, неисправностях водомерных колонок, с неполностью открытыми
задвижками на отборах пара, с одновременным пропуском питательной воды
по основному тракту и через перепускные автоматические клапаны, а также
при истечении срока очередного освидетельствования. Подогреватели высокого
давления подлежат обязательной pet ист рации Госгортехнадзора и проверке
состояния внутренних и наружных поверхностей, а также гидравлическим
испытаниям в соответствии с действующими нормами Предохранительные
клапайы ПВД после монтажа или ремонта и не реже 1 раза в 6 мес
в период эксплуатации должны настраиваться на определенное давление,
указанное для каждого ПВД в инструкции по эксплуатации.
Обнаруженные ненормальности в работе ПВД должны быть немедленно
устранены, а если это не удается и дальнейшая эксплуатация подогревателя
угрожает персоналу и оборудованию то требуется срочно отключить группу
ПВД. Ремонтные работы разрешается производить только по специальному
разрешению До начала ремонта персонал обязан провести мероприятия
обеспечивающие безопасность выполнения работ от ключей подогреватель по
всем паровым, водяным н дреиажным линиям, отключенный подо! реватель
должен быть не под давлением и при остывании освобожден от воды, а вся
арматура соответствующим образом опечатана, вывешены предупредительные
плакаты, снято напряжение с электроприводов арма1уры, все работы по
ремонту должны производиться под руководством ответственного лица,
352
хорошо знающего подогреватели, схему трубопроводов и их арматуру а также
правила обслуживания и ремонта
Подогреватели низкого давления № 1 и 2—смешивающего типа, выпол-
нены по схеме с перекачивающими насосами Обслуживание ПНД и контроль
за их работой практически аналогичен обслуживанию ПВД При давлении
в конденсаторе не более 15 кПа (вакуум 650 мм рт ст ) необходимо проверить
пропускную способность аварийных гидрозатворов ПНД! и ПНД2 воздей-
ствием на клапаны регуляторов уровня в аппаратах, а также при включенных
регуляторах проверить уровень конденсата в смешивающих подогревателях
и убедиться, что он поддерживается в заданных пределах.
Максимальная скорость изменения температуры пара в подогревателе
при нагружении турбины возникает при пуске из горячего состояния и со-
ставляет не более 5° С/мин, При мгновенном полном сбросе нагрузки
с удержанием холостого хода турбины температура насыщения греющего
пара в подогревателе изменится от номинальной до 40—45 С. В период
эксплуатации должны производиться профилактические осмотры, чистка и ре-
монт внутренних устройств подогревателя Обслуживание подогревателя за-
ключается в поддержании нормального уровия конденсата в его конденсато-
сборнике, что требует обеспечения нормальной работы ре!уляторов уровня
и соответствующих контрольно-измерительных приборов
Сбросы и наб росы нагрузки. На турбине могут быть следующие виды
сбросов нагрузки частичные, сбросы до нагрузки собственных иужд, полный
сброс при отключении генератора от сети или полный сброс, вызванный
закрытием стопорных клапаиов под воздействием технологических защит
блока.
При частичных сбросах нагрузки необходимо выяснить их причину
и принять меры к восстановлению режима предшествовавшего сбросу При
сбросах, вызванных повышением частоты сети в энергосистеме, следует
действовать в соответс гвии с указаниями дежурного инженера станции,
поддерживая темпера iypy свежего пара номинальной, проверить работу
турбины по всем контрольным показателям и при необходимости привести
их в норму Если восстановить прежний режим по каким-либо причинам
невозможно, то выполнить необходимые переключения и обеспечить нор-
мальную работу турбины в новом режиме
При сбросе нагрузки до холостого хода, когда генератор отключен от
сети, а система регулирования удерживает турбину на частоте холостого
хода, необходимо: воздействием на МУТ в сторону «убавить» установить
на турбине 3000 мин 1, поставить ключи управления отключившихся двига-
телей в положение «отключено», проверить выполнение переключений по
системе защит и блокировок (в соответствии с условиями работы общеблочных
защит и блокировок при переводе турбины на холостой ход) и, в случае
огказа необходимые переключения выполнить вручную; убедиться, что за
время не более 3 мин после сброса нагрузки давление свежего пара перед
турбиной под действием соответствующих защит установилось около номи-
нального и поддерживается на этом уровне автоматически клапанами БРОУ
(работа турбины на холостом ходу при 240 МПа более 3 мин не допускается);
проверить закрытие гидроприводов обратных клапанов на трубопроводах
23 Заказ 1948
353
отбора пара из турбины; проверить параметры пара и все показатели,
характеризующие нормальную работу турбины и всех ее систем (температуры
свежего пара и пара после промперегревателя должны быть номинальными)
тщательно прослушать турбину и убедиться в ее исправности, подать на
концевые уплотнения ЦВД и ЦСД пар с температурой 350—400 С Убедив-
шись по всем показателям в нормальной работе турбины, сообщить дежурному
инженеру о готовности турбогенератора к приему нагрузки
Прн сбросах нагрузки с закрытием стопорных клайанов турбины необ-
ходимо: проверить действие защит и блокировок, убедиться в отсутствии
поступления пара через турбину, отключить генератор от сети, если он ие
отключился (работа турбины в беспаровом режиме допускается не более
4 мин), выполнить операции. связанные с остановкой турбины; выяснить
и устранить причину, вызвавшую срабатывание защиты,- убедиться в отсутствии
повреждения оборудования и возможности проведения повторного пуска
турбины, приступить к пуску из горячего состояния
В случае наброса нагрузки до уставки ограничения мощности (загорается
сигнал «убавить») следует снизить нагрузку до значения, предшествовавшего
набросу; проверить частоту сети; проверить параметры пара и все показатели,
характеризующие нормальную работу турбины и всех ее систем; тщательно
прослушать турбину и убедиться в нормальной ее работе проверить выходной
ток электроприставки
15 7 РАСХОЛАЖИВАНИЕ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
Длительность естественного остывания современных паровых турбин
большой мощности достигает 8 суток из-за громадной металлоемкости
двухстеиной конструкции корпусов, высококачественной теплоизоляции. Это
ведет к значительному увеличению общего времени простоя оборудования
в ремонте снижая тем самым коэффициент готовности турбин и увеличивая
трудозатраты В целях сокращения продолжительности остывания турбин
специалисты различных стран создали и продолжают вести разработки новых
способов принудительного расхолаживания турбин
Расхолаживание турбин под нагрузкой является основным и наиболее
важным способом, так как уменьшает длительность простоя и позволяет
проводить промывку проточной части от отложений солей На рис 1510
показан типичный график расхолаживания блоков с турбинами СКД
При проведении технологических операций по расхолаживанию турбин
должны строго соблюдаться все заводские критерии, изложенные в заводских
инструкциях которые и определяют надежность оборудования Метод рас
холаживания выбирается в зависимости от состояния оборудования блока
и вида ремонтных работ Если в процессе расхолаживания потребуется
отключение каких-эибо защит, то это должно найти четкое отражение
в соответствующих рабочих инструкциях с конкретным указанием должност
него лица, отвечающего за отключенный параметр Для эффективного
проведения расхолаживания необходимо предусмотреть подачу на передние
и задние концевые уплотнения ЦВД и ЦСД высокопотенциального пара
с температурой 350 —400° С от постороннего источника. Следует произвести
354
Рис. 15.10. График расхолаживания_ блока с турбиной К-800-240:
N относительная электрическая нагрузка, Рс, f0, I — относительное давление, тем-
пература свежего пара, температура пара после промпёрегревателя, I—подача пара на
^обогрев фланцев и шпилек, II—разгрузка блока уменьшением производительности котла,
III—перевод котла на прямоточный режим при 40%,- IV—разгрузка блока до
ДО,=30% при постоянных параметрах, V—открытие всех дренажей перед стопорными
и регулирующими клапанами ЦВД и ЦСД, на перепускных трубах ЦВД и ЦСД, из
ЦВД и ЦСД при го=320° С; VI—отключение подачи пара на обогрев фланцев и шпилек,
VII—начало охлаждения цилиндров воздухом
необходимые проверки защит и блокировок, работы стопорных и регулиру-
ющих клапанов путем их частичного расхаживания; деаэратор и коллектор
собственных нужд перевести на питание паром от постороннего источника;
подготовить к использованию систему обогрева фланцев и шпилек паром
собственного котла.
Если при снижении температуры свежего пара и пара после промперег-
ревателя относительные укорочения любого ротора близки к предельно
допустимым значениям (пар при 350—400° С подается на концевые уплот-
нения), то следует прекратить понижение температур и сделать выдержку
30 мин для стабилизации режима. Скорость снижения электрической нагрузки,
параметров свежего и промперегретого пара следует выдержать в соответствии
с графиками
При нагрузке примерно 6% нужно открыть дренажи перепускных труб
ЦВД, ЦСД и корпусов цилиндров турбины для продувки в течение 10 мин,
после чего вентили дренажей снова закрыть. Расхолаживание турбины под
нагрузкой по приведенным графикам обеспечивает снижение температуры
металла в зоне паровпуска ЦВД до 260е С и ЦСД до 300е С
Этот уровень температур металла цилиндров достаточно высок, и требуется
примерно 75 ч естественного остывания, чтобы достичь температур, соответ-
ствующих холодному состоянию На электростанциях страны выполняется
принудительное расхолаживание остановленных турбин паром и сжатым
воздухом, но наиболее широко применяемым является способ воздушного
расхолаживания остановленных турбин с помощью эжектора, разработанный
группой специалистов Уралтехэнерго Для расхолаживания турбины воздухом
необходимо врезать специальные штуцеры с запорной арматурой на трубо-
проводах холодного промперегрева за ЦВД, горячего промперегрева перед
ЦСД и на коллекторах обогрева фланцев и шпилек. В этих целях можно
использовать предохранительные клапаны без их разборки. Проточная часть
ЦВД и ЦСД охуждается атмосферным воздухом, который отсасывается
355
с помощью эжекторов Сброс пара в конденсатор должен быть прекращен,
но должна быть в работе система смазки и регулирования, валопровод
должен вращать ВПУ, работать циркуляционная система, конденсатный тракт
должен быть переведен на рециркуляцию, на концевые уплотнения должен
подаваться низкопотенциальный пар
Расхолаживание турбины атмосферным воздухом начинается с более
горячего ЦВД. Расход воздуха через ЦСД устанавливается путем открытия
стопорных и регулирующих клапанов ЦСД и задвижки, которая связывает
трубопровод горячего промперегрева с атмосферой. Через проточную часть
ЦСД устанавливается расход охлаждающего воздуха такой, чтобы вакуум
в конденсаторной группе был на уровне 20 кПа (150 мм рт ст ). Одновременно
с подачей воздуха в проточную часть ЦСД необходимо подать атмосферный
воздух в систему обогрева фланцев и шпилек. В этот период необходимо
внимательно следить за температурой металла по ширине фланцев и не
допускать разности температур, превышающей предельно допустимые значения
Регулирование разности температур производится изменением расхода охлажда-
ющего воздуха через систему обогрева. Схема расхолаживания ЦВД аналогична
Если в процессе расхолаживания цилиндров относительные укорочения
приблизятся к предельно допустимым значениям, то на концевые уплотнения
ЦВД и ЦСД следует подать пар с температурой до 350 С, За время
расхолаживания турбины воздухом температура выхлопных частей не должна
превышать 100е С, для чего, в случае необходимости, следует улучшить
вакуум в конденсаторе до 33.25 кПа (250 мм рт. ст.) за счет уменьшения
расхода воздуха, поступающего в конденсатор
15 8 КОНСЕРВАЦИЯ ПАРОТУРБИННОГО ОБОРУДОВАНИЯ
По условиям работы энергосистемы паровая турбина может находиться
в холодном резерве длительностью от 7 сут и более При этом детали
паровой турбины подвергаются активному воздействию стояночной коррозии,
для защиты от которой в практике энергетики применяются различные
способы консервации (статическая или динамическая осушка воздухом, газовая
консервация, консервация ингибированным или подогретым воздухом).
Наиболее надежным, простым и эффективным способом предохранения
[урбниы от коррозии при малой стоимости затрат следует считать способ,
обеспечивающий циркуляцию подогретого (горячего) воздуха через проточную
часть всех цилиндров Этот способ с 1975 г проверен на турбинах ЛМЗ
типа К 500-166 и К-800-240 и показал хорошие результаты
На одном из трубопроводов отбора пара ЦВД и ЦСД между обратным
клапаном и цилиндром должны быть установлены штуцеры с запорной
арматурой. Подача подогретого воздуха к цилиндрам осуществляется с по-
мощью гибких шлангов или стационарными стальными трубопроводами
Рабочая схема консервации турбины подогретым воздухом разрабатывается
с учетом местных условий и возможностей в соответствии с методическими
указаниями по консервации паротурбинного оборудованвия МУ 34-70-078-84
разработанными Союзтехэнерго В рабочую схему (рис 15.11) консервации
входит вентилятор, обеспечивающий напор 0,8— 1 кПа (80- 100 мм рт ст ),
356
Рис 15.11 Принципиальная схема ко-
нсервации паровой турбины подогре-
тым воздухом-
1—ГПЗ, 2—стопорный клапан, 3—регули-
рующий клапан, 4—турбина, 5—атмос-
ферный клапан, 6—конденсатор 7—за-
движка на линии отсоса паровоздушной
смеси; 8—задвижка на всасывающей линии
конденсатного насоса, 9—конденсатный на-
сос 10—вентиль для выпуска подогретого
воздуха, II—задвижка на напорной линии
конденсатного насоса 12—обратный кла-
пан на напорной линии конденсатного
насоса; 13—вентилятор, 14—воздухоподо-
греватель; 15— задвижка на лилии отбора,
16—обратный клапан на линии отбора,
17—вентиль обеспаривания или дренажа
18—задвижка на штуцере трубопровода
отбора для подачи подогретого воздуха
в цилиндр
праведной мотор вентилятора мощностью 3—3,5 МВт; воздухоподогреватель,
обеспечивающий устойчивый нагрев подводимого воздуха до температуры
приблизительно на 50° С выше температуры окружающего воздуха.
Перед консервацией паровой турбины необходимо быть уверенным, что
цилиндры и трубопроводы продренированы, после чего дренажи и другие
трубопроводы следует закрыть, чтобы исключить попадание в цилиндры
влаги или влажного воздуха При консервации этим способом необходимо
наладить измерения относительной влажности воздуха в различных точках
внутреннего пространства, которая не должна превышать 40%
При консервации методом постоянной продувки горячим сухим воздухом
(подогретым) следует предусмотреть забор чистого воздуха, чтобы исключить
попадание механических примесей в проточную часть
Опыт эксплуатации паровых турбин, показал, что для консервации маслосистем,
подшипников и шеек валов достаточно 1 раз в сутки производить прокачку масла
насосами через подшипники в течение 1 ч с работой валоповоротного устройства
10—15 мин при температуре масла 40" С. Одновременно проводится прокачка
масла и через узлы регулирования с обязательным расхаживанием стопорных
и регулирующих клапанов на полный ход.
Глава шестнадцатая
МЕРОПРИЯТИЯ ПО ПОВЫШЕНИЮ НАДЕЖНОСТИ
ЭКСПЛУАТАЦИИ 
161. ТУРБИНЫ К-300-240
При освоении новых типов турбин в эксплуатации про-
изводится проверка новых конструктивных решений, доводка
оборудования до проектных показателей, стыковка турбинного
и котельного оборудования в различных режимах эксплуатации
357
и разрабатываются мероприятия по повышению надежности,
экономичности и маневренности турбин. Несмотря на большой
объем исследовательских работ, выполняемых в процессе
проектирования турбин, при вводе в эксплуатацию головных
турбин на электростанциях выполняется комплекс пусконала-
дочных работ и испытании, по результатам которых раз-
рабатываются необходимые мероприятия и производится ре-
конструкция отдельных деталей или узлов турбин.
Обширный комплекс таких работ был выполнен при
освоении в эксплуатации турбин серии СКД, и в первую
очередь турбин типа К-300-240. Эти работы проводились
силами завода, ЦКТИ, ВТИ и Союзтехэнерго по специально
разработанным координационным планам и техническим про-
граммам при активном участии эксплуатационного персонала
Совместными усилиями специалисты завода, научно-ис-
следовательских, наладочных организаций и эксплуатации обес-
печили успешное освоение турбин и блоков, разработку
эффективных мероприятий по повышению их надежности
и ввод в эксплуатацию больших серий турбин и блоков СКД
Первая турбина К-300-240 ЛМЗ была смонтирована на
Черепетской ГРЭС в блоке с двухкорпусным пылеугольным
котлом, пущена в эксплуатацию в октябре 1963 г. и достигла
проектной мощности в апреле 1964 г., т. е. спустя полгода
после первого пуска.
В дальнейшем заводом были изготовлены десятки турбин
этого типа для Черепетской, Конаковской, Литовской, Средне-
Уральской, Кармановской, Лукомльской, Костромской, Ирик-
линской, Киришской и других электростанций страны.
Большую роль в освоении турбины К-300-240 ЛМЗ сыграли
коллективы Черепетской и Конаковской ГРЭС, где были
установлены первые турбины этого типа. Опыт, полученный
на этих станциях, обобщался заводом и учитывался при
выпуске турбин для других электростанций, которые в свою
очередь пополняли данные об этих турбинах и вносили свой
вклад в дело повышения их надежности, экономичности
и маневренности.
Все это позволило заводу быстро перейти к серийному
производству турбин типа К-300-240, а энергетикам страны
освоить в эксплуатации большое число блоков 300 МВт.
Ниже приведены некоторые результаты пусконаладочных
работ и испытаний, выполненных при освоении головных
турбин К-300-240 в эксплуатации.
Наладка и испытание системы регулирования. На первой
турбине К-300-240 завод совместно с Союзтехэнерго
(ОРГРЭС), ВНИИЭ и ВЭИ проводил испытания системы
регулирования на неработающей турбине, на холостом ходу
и под нагрузкой. Были также проведены испытания на сброс
358
Рис 16 1 Характеристика системы регулирования турбины К-300-240
а—снятая на неработающей турбине, б—при работе на холостом ходу Лвю—перемещение
буксы промежуточного золотника р —давление рабочей жидкости под золотниками
сервомоторов, и,—перемещение золотника управления, Л q—ход золотника регулятора
частоты вращения
нагрузки, при кратковременных разгружениях турбины подачей
импульсов от электроприставок, а также при работе генератора
в асинхронных режимах
Результаты испытаний показали, что система регулирования
турбины настроена согласно формулярным данным и отклоне-
ния в характеристиках отдельных элементов не превышают
нормы. Система регулирования имеет нечувствительность
0,23%, местная неравномерность составляет около 4% (при
нагрузках выше 100 МВт).
На неработающей турбине были сняты характеристики,
определяющие положение органов парораспределения в зави-
симости от управляющего воздействия командных органов
системы регулирования (рис 16 1).
Во время пусков турбины были проведены испытания по
определению плотности регулирующих и стопорных клапанов
ЦВД и ЦСД, проводилась проверка и настройка бойков
автомата безопасности После этих испытаний снимались
характеристики регулирования на холостом ходу
Отдельным этапом испытаний была настройка и провер-
ка автоматики БРОУ При работе турбины под нагрузкой
снималась нагрузочная характеристика—-зависимость мощ-
ности турбогенератора от положения органов парораспреде-
ления
359
Затем проводились сбросы электрической нагрузки. При
этом выдерживались следующие условия: параметры пара
близки к номинальным; собственные нужды блока переведены
на резервный трансформатор; защиты, действующие на за-
крытие ГПЗ, ППЗ и мазутных задвижек от закрытия стопорных
клапанов ЦВД и ЦСД, деблокированы; системы автоматичес-
кого управления БРОУ-I и БРОУ-2 в работе, электроприставка
системы регулирования в работе; при сбросах 100 и 200 МВт
в работе питательные электронасосы, при сбросе полной
нагрузки в работе питательный турбонасос; защиты по осевому
сдвигу, по давлению масла на смазку подшипников, по
вакууму в конденсаторе включены, ПВД отключены.
Сброс нагрузки проводился отключением vp<nopa от
сети воздушными выключателями. Во время сброса выпол-
нялось осциллографирование целого ряда параметров работы
турбины и системы регулирования При всех сбросах нагрузки
регулирование обеспечивало надежное удержание турбины на
холостом ходу-
Ряд величин, характеризующих работу турбины при сбросах
электрической нагрузки, приведен в табл. 16.1.
При динамических испытаниях системы регулирования
с подачей импульсов от электроприставки были получены
данные для подбора длительности импульсов и величины
тока, которые позволяли бы производить быстрое разгружение
турбины при коротких замыканиях и других авариях в эне-
ргосистемах. Наличие элекгроприставки обеспечивает хорошие
динамические свойства системы регулирования, что повышает
устойчивость работы турбогенератора при различных внешних
возмущениях.
Аналогичные работы по испытанию системы регулирования
проводились заводом, ЦКТИ и Союзтехэнерго на первой
турбине Конаковской ГРЭС.
Необходимо отметить большое влияние на характеристики
системы регулирования чистоты огнестойкой жидкости в части
отсутствия в ней механических примесей. Отработка методов
очистки жидкости от примесей показала, что нечувствитель-
ность системы регулирования может быть доведена до 0,1%
Неравномерность системы регулирования была 4,4% во всем
диапазоне нагрузок. Во время испытаний на этой турбине было
проведено осциллографирование переходных процессов при
резких изменениях нагрузки на генератор в системе регулирова-
ния, в проточной части турбины и в каналах элекгроприставки
Были проведены также испытания по сбросам электрической
нагрузки, во время которых записывался на осциллографы
целый ряд параметров работы турбины и системы регулирова-
ния. При сбросах нагрузки динамический заброс частоты
вращения составил:
360
Таблица 16.1 Параметры работы турбины при динамических испытаниях системы регулирования
8.
361
N. МВт .	100 200 300
и, мин 1 ..... 48	НО 163
Таким образом, система регулирования совместно с электро-
приставкой надежно удерживает полный сброс нагрузки прц
отключении генератора от сети.
Регулирующие клапаны. На первых турбинах К-300-240
наблюдались вибрации штоков некоторых регулирующих кла-
панов. Вибрации наблюдались при малых открытиях клапанов
и иногда приводили к обрыву штока. С целью изучения
причин вибрации штоков были проведены измерения дина-
мических напряжений в штоках клапанов на работающих
турбинах
При испытаниях на шток устанавливались термостойкие
тензометры сопротивления, показания которых регистрирова-
лись с помощью осциллографа (рис. 16.2) Выяснилось, что
клапаны работают нестабильно, с заметной вибрацией в очень
Рис. 16.2. Исследование напряжений в штоках регулирующих клапанов:
а—исходная конструкция, б—модифицированные конструкции, в—конструкция с конт-
ролируемым трением- г—напряжения в штоке при малых открытиях клапанов; д 
напряжения в штоке при введении демпфирующего устройства, 1—место обрыва штока,
2—тензодатчик для измерения напряжений
362
узкой зоне малых подъемов штока—примерно на открытиях
4—8% общего подъема клапана.
Работы по устранению продольной вибрации штоков велись
по двум направлениям путем аэродинамического воздействия
на поток и механического воздействия на систему «клапан—
сервомотор».
В первом случае производились различные изменения
геометрических размеров (формы) чаши клапана и диффузор-
ного седла. Однако путем изменения формы клапана при
различных модификациях изменить продольную вибрацию
штоков не удалось: уровни динамических напряжений и ча-
стоты оказались практически такими же, как и в исходном
варианте.
Вместе с тем оказалось, что путем механического воздей-
ствия можно устранить продольную вибрацию штоков. С этой
целью было разработано и испытано специальное демп-
фирующее устройство, которое было основано на введении
дополнительного трения в систему «букса—шток». Испытания
виброгасящего устройства на действующих турбинах показали,
что при введении демпфирующего устройства вибрация кла-
панов и сопутствующий ей звук исчезают. При этом динамичес-
кие напряжения в штоке снижаются почти в 3 раза по
сравнению с обычными колебаниями клапана.
Дальнейшие мероприятия по повышению надежности ре-
гулирующих клапанов были связаны с конструктивными из-
менениями. Так, небольшое увеличение диаметра штока сущест-
венно удлинило срок службы штоков, особенно клапанов
диаметром 75 мм. Клапаны неразгруженного типа диаметром
120 мм были заменены клапанами разгруженного типа. После
этих мероприятий случаи обрывов штоков регулирующих
клапанов в турбинах К-300-240 практически прекратились.
С целью развития работ по изучению физических процессов,
происходящих в регулирующих клапанах, на одной из ГРЭС
был построен специальный стенд, позволяющий испытывав ь
натурные конструкции клапанов в рабочих условиях на всех
режимах эксплуатации.
Вибрационное состояние турбоагрегатов. Первые пуски турбин
К-300-240 показали, что для достижения норм вибрационной
надежности необходимо проведение дополнительной балан-
сировки валопровода в собственных подшипниках После
проведения такой балансировки уровень вибрации турбин стал
удовлетворять принятым нормам.
С целью изучения причин повышенной вибрации агрегатов
и совершенствования методов балансировки заводом были
проведены комплексные вибрационные испытания турбины
К-300-240 на Конаковской ГРЭС. В результате этих испытаний
был изучен ряд факторов, связанных с вибрацией турбины—
363
жесткость опор и фундамента, температурные смещения опор
и влияние нагрузки агрегата
Динамическая податливость опор в зоне частот вращения
1000 — 3000 мин-1 изучалась путем раскачки опор специальным
вибратором. При этом были выявлены резонансные формы
колебаний системы «опора—фундамент». В результате анализа
данных и сопоставления чувствительности опор к небалансу
и их податливостей из всего спектра частот были выявлены
критические скорости собственно валопровода
Данные по чувствительностям опор к небалансу при рабочей
частоте вращения, полученные при этих испытаниях и в процес-
се виброналадки большого числа турбин К-300-240, были
использованы для рационализации процесса уравновешивания
агрегата с минимальным числом балансировочных пусков
Расчетный анализ вынужденных колебаний вала, с учетом
полученных при испытаниях данных, показал, что повышенная
вибрация может возникать из-за небаланса на соединительных
муфтах с компенсацией его грузами, установленными на
плоскостях РНД. Распределение этих грузов на три плоскости
РИД может обеспечить ра ту ротора в условиях эксплуатации
без вибрации.
Исследованиями температурных смещений опор и фун-
даментов была установлена связь изменения реакций опор
и появления низкочастотной вибрации. Но эта связь неодноз-
начна—появление такой вибрации зависит также и от нагрузки
турбоагрегата Вибрация оборотной частоты мало связана
с тепловым смещением опор
Для устранения низкочастотной вибрации, которая воз-
никала на нескольких турбинах, успешно была применена
новая конструкция опорного вкладыша
С целью дальнейшего улучшения вибрационного состояния
турбин на ЛМЗ был создан специальный вакуумный стенд
для балансировки роторов на рабочей частоте вращения На
стенде было использовано оборудование фирмы «Шенк» (ФРГ).
Балансировка роторов турбин К-300-240 на стенде существенно
улучшила вибрационное состояние турбин: новые турбины
стали вводиться в эксплуатацию без дополнительных балан-
сировок валопровода.
В настоящее время вибрация всех турбоагрегатов К-300-240,
находящихся в эксплуатации, не превышает установленных
норм, а зачастую уровень этой вибрации можно считать
незначительным.
Всесоюзным теплотехническим институтом был проведен
комплекс динамических исследований турбины К-300-240 ЛМЗ,
во время которого были поставлены специальные эксперименты
по изучению влияния режимов турбины на поведение масляного
клина опорных подшипников. С этой целью во время ис-
364
пытаний производилось измерение давления в масляном клине
датчиками давления с регистраторами, соединенными с мас-
ляным клином с помощью импульсных линий и сверлений
в опорных вкладышах каждого подшипника турбины. Одно-
временно проводилось измерение положения линии вало-
провода и положения его опор включая тепловые деформации
фундамента и опор. Во время испытаний были получены
распределения давлений в масляном клине в зависимости о г
частоты вращения. При этом оказалось, что при частоте
вращения ниже 500 мин-1 на отдельных частотах наблюдается
существенное повышение давления. Стабилизация давления
происходит при 600 700 мин'1, а полное выравнивание для
каждой точки—при 1200 — 1500 мин "1.
В период прогрева и нагружения турбины изменение
давления в масляном клине было связано как с тепловыми
деформациями, так и с нагрузкой. Так, в частности, было
установлено, что колебания активной нагрузки вызывают
синхронные изменения давления в масляном клине Прогрев
турбоагрегата приводит к перераспределению давлений между
опорами и отдельными точками по вкладышу. Неравномерные
тепловые деформации турбоагрегата и, в первую очередь,
фундамента вызывают перераспределение опорных реакций
между подшипниками: увеличивается нагрузка на опору II,
разгружаются опоры I и III; одновременно происходит перерас-
пределение реакций между опорами IV и V.
Во время испытаний были получены эпюры давлений
в масляном клине подшипников как для холодной, так и для
прогретой турбины. При этом выяснилось, что изменение
условий нагружения подшипников сочетается с изменением
положения осей цапф и расточек вкладышей, вызывая их
относительные перекосы и перераспределение зон максималь-
ных давлений по поверхности вкладышей. С помощью гид-
роуровней было получено результирующее положение линии
валов турбоагрегата К-300-240 с учетом эксплуатационной
расцент ровки.
Осевые усилия. Для определения действительных нагрузок
на упорный подшипник турбин К-300-240 в эксплуатационных
условиях применялись два метода измерения осевых усилий:
тензометрический и с применением магнитоупругих датчиков.
Основу измерения осевых усилий в тензометрическом
устройстве составляют проволочные тензометры сопротивле-
ния Наклеенные на упругие элементы опорного кольца,
установленного в упорном подшипнике, они изменяют свои
показания в зависимости от усилий, передаваемых этому
элементу от каждой колодки подшипника. Предварительная
тарировка этик устройств позволяет использовать их в качестве
динамометров осевых усилий.
365
Рис. 16 3. Осевые усилия тур-
бин К-300-240:
I, 2—до проточки думмиса и после
В магнитоупругих измерительных устройствах в качестве
чувствительного элемента применяются специальные датчики,
магнитный поток в которых изменяется в зависимости от
механической нагрузки. Эти устройства более надежны в усло-
виях эксплуатации, чем тензометрические, и более удобны.
Осевые усилия при полной нагрузке, измеренные на одной
из первых турбин, достигали 250 кН в сторону переднего
подшипника. Тогда было решено уменьшить диаметр думмиса,
предусмотренного на роторе ЦСД. После проточки думмиса
осевые усилия существенно снизились (рис 16.3).
Для сравнения методов измерения магнитно-упругими дат-
чиками и тензометрическими кольцами на одной из турбин
измерения осевых усилий проводились обоими методами.
Результаты показали, что оба метода дают близкие значения,
измерений.
Испытания подтвердили, что в зависимости от проходных
сечений проточной части и состояния зазоров осевые усилия
в различных турбинах одного типа могут значительно от-
личаться друг от друга.
Существенно изменяются осевые усилия в зависимости от
режимных факторов Так, в одной из турбин измерения
показали, что при наборе вакуума и повышении частоты
вращения осевое усилие действует в сторону ЦСД, затем
меняет направление и до включения питательного турбонасоса
действует в сторону ЦВД. Включение в работу турбонасоса
и подключение ПВД вновь приводит к изменению направления
осевого усилия.
Особый интерес представляли измерения осевых усилий
при сбросах электрической нагрузки. Эти измерения при
динамических испытаниях системы регулирования показали,
что при сбросах нагрузки усилие в сторону ЦВД возрастает
за 0,3—0,4 с в несколько раз, а затем—за I—1,3 с уменьшается
до значений холостого хода.
В целом снижение осевых усилий и ряд конструктивных
мероприятий по улучшению охлаждения упорных колодок
366
маслом позволили обеспечить приемлемый уровень температур
колодок и надежную работу подшипника в длительной экс-
плуатации на всех турбинах К-300-240.
Относительные удлинения роторов турбины при изменении
частоты вращения. Во время испытаний и эксплуатации первых
турбин К-300-240 было обнаружено быстрое изменение от-
носительных удлинений РВД и РНД при изменении частоты
вращения. С целью выяснения причин этого явления был
поставлен ряд экспериментов на натурных турбинах, во время
которых производились измерения абсолютных и относитель-
ных удлинений циливдров и роторов турбины, а также
теплового состояния ЦНД. С тем чтобы исключить влияние
температурного фактора, испытания проводились при постоян-
ном вакууме.
Во время выбега турбины при ее остановке наблюдались
существенные изменения относительных удлинений РСД и РНД.
они увеличились соответственно на 1,3 и 3.75 мм. При
этом абсолютные осевые удлинения цилиндров оставались
неизменными
Во время пуска турбины был проведен быстрый набор
частоты вращения от 700 мин-1 до полной (за 4 мин), с тем
чтобы исключить влияние температурного фактора. При этом
показания датчиков осевого сдвига и абсолютных осевых
удлинений ЦСД и ЦНД оставапись практически неизменными,
а повышение частоты вращения сопровождалось относитель-
ным укорочением роторов соответственно на 1,2 и 3,7 мм,
что близко к соответствующим удлинениям роторов во время
выбега.
Во время одного из опытов (рис 16 4) после быстрого
разгружения турбины она была остановлена После выбега
и кратковременной работы на валоповоротном устройстве
последовал быстрый набор частоты вращения и выход на
холостой ход Как видно из рис. 16.4, в этом случае изменения
относительных удлинений для соответствующих точек при-
мерно равны и по значению близки к наблюдавшимся
в предыдущих. Приведенные выше данные об изменении
огносительных удлинений роторов при выбеге или при наборе
частоты вращения не могли быть объяснены температурными
факторами, т. е осевыми температурными деформациями ро-
торов или корпусов Анализ показал, что в действительности
быстрые изменения относительных удлинений роторов при
изменении частоты вращения связаны с упругими осевыми
деформациями валов (роторов), вызванных как изменением
натяга между валом и насадными дисками и муфтами,
так и действием центробежных сил самих валов и цель-
нокованых роторов. Результаты расчетов по определению
упругих осевых деформаций для всех участков валопровода —
367
Рис 164 Относительные удлинения роторов турбины К-300-240 при изменении
частоты вращения
Д/рвд. Д/₽сд, Д/рид—относительные удлинения роторов соответственно ЦВД, ЦСД
и ЦНД, Д —осевой сдвиг ротора, 1~- 3—места измерения температуры пара в выхлопе
I И-1 п
от упорного подшипника до мест, где установлены датчики
относительных удлинений, позволили сравнить результаты
экспериментов и расчетов- совпадение расчетных и экспе-
риментальных данных оказалось вполне удовлетворительным.
Одновременно были оценены и упругие осевые деформации
вала после горячей посадки дисков. Результаты расчетов
проверялись измерением фактических значений упругого удли-
нения вала РНД турбины К-300-240 при насадке дисков, муфт
и втулок на вал Приращение длины вала после насадки на
него деталей и остывания определялось как изменение зазора
368
между торцом вала и шайбой, насаженной на штангу,
проходящую через осевое от веретие вала и закрепленную
в другом его торце. Погрешность измерения оценивалась
в 0,02—0,03 мм. Оказалось, что удлинения ротора при
посадке дисков, полу муфт и втулок таковы, что их следует
учитывать в размерных цепях. При этом была также
подтверждена принятая методика вычисления осевой упругой
деформации вала
Упругие изменения длины роторов, возникающие при выбеге
и наборе частоты вращения ввиду их существенных значений
необходимо учитывать при разработке пусковых инструкций
и в практике эксплуатации.
Тензометрироваине корпуса ЦВД. На головном образце
турбины К-300-240 ЦКТИ и ЛМЗ проводили экспериментальное
определение напряжения в корпусе и шпильках ЦВД турбины
при различных режимах эксплуатации с помощью разрабо!ан-
ных ЦКТИ термостойких проволочных тензометров сопротив-
ления Розетки тензодатчиков были установлены в тех зонах
корпуса ЦВД, где ожидались максимальные напряжения на
стенке в зоне паровпуска, на торообразных торцевых стенках
й на верхней образующей Напряжения измерялись также
в шпильках, расположенных в зоне паровпуска, где ожидались
наибольшие перепады температур между фланцем и шпилькой
и максимальные нагрузки от внутреннего давления
Так как температура корпуса в местах установки тензодат-
чиков не превышала 350° С, то для измерения деформаций
и напряжений применялись термостойкие тензодатчики из
термообработанной константановой проволоки на цементе
В-58 Для повышения достоверности результатов и взаимного
контроля в каждой точке измерений корпуса устанавливались
розетки термостойких тензодат чиков дв}х типов' приклеива-
емые (на временной бумажпон основе) и привариваемые (на
фольговой основе)
Для измерения напряжении в шпильках применялись прикле-
иваемые тензодатчики, которые устанавливались на поверх-
ности шпилек в среднем по высоте сечения в четырех
диаметрально противоположных точках по окружности- по
два осевых и по одному окружному тензодатчику в каждой
точке.
Вероятная погрешность измерения напряжений при тем-
пературах 280—300 С оценивалась в ± (9,8—12,7) МПа, а при
максимальной рабочей температуре 350е С— ±17,7 МПа Каж-
дая розетка тензодатчиков снабжалась термопарой, которая
горячим спаем приваривалась к металлу корпуса с помощью
контактной сварки Показания термопар использовапись для
введения температурной поправки по разработанной в ЦКТИ
мет одике
24 Заказ 1948	369
Рис ] 6.5. Деформации (с) и напряжения (б) в корпусе ЦВД турбины К-300 240
при одном из пусков из холодного состояния
В процессе оснастки корпуса термостойкими тензодатчиками
был решен целый ряд сложных вопросов сушки цемента,
защиты тензодатчиков и выводных концов, предохранения
тензодатчиков от механических повреждений и влаги, схемы
измерений и т. д.
В процессе испытаний были проведены достоверные измере-
ния деформаций и напряжений при семи пусках турбины из
разливочных тепловых состояний, при остывании и при
стационарном режиме работы под нагрузкой. На рис 16.5
приведены типичные экспериментальные кривые деформаций
и напряжений, полученные при одном из пусков турбины
в пусконаладочный период, откуда видно, что изменение
напряжений, измеренных тензодатчиками, соответствует измене-
нию нагрузок. Так были получены значения напряжений
в корпусе турбины при пусках из холодного и горячего
состояний в местах установки тензодатчиков.
С помощью тензодатчиков, установленных на шпильках,
были измерены напряжения затяжки на монтаже ЦВД турбины
К-300-240 Измеренные напряжения совпадали с ранее проведен-
ными измерениями на турбинах К-200-130 (около 196—
216 МПа). Контроль напряжений в процессе затяжки соседних
шпилек разъема позволил выявить влияние затяжки соседних
шпилек на напряжения в ранее затянутой шпильке. Это
снижение достигало 44 МПа.
Благодаря оснащению шпилек осевыми и окружными тен-
зодатчиками были измерены температурные напряжения
в шпильках, возникающие в процессе их нагрева электричес-
кими карборундовыми нагревателями перед горячей затяжкой
Осевые и окружные температурные напряжения на поверхности
шпилек составляли 98—147 МПа. На рис. 16.6 представлены
изменения напряжений в шпильках горизонтального разъема
370
Рис 16.6. Деформации (с) и напряжения (б) в шпильках горизонтального
разъема ЦВД турбины К-300-240 при одном из пусков из холодного состояния-
7—растяжение при	, 2 и .?—растяжение на нейтральной оси различных шпилек
ЦВД в процессе пуска турбины К-300-240 из холодного
состояния Максимальные напряжения в шпильках были по-
лучены либо при максимальных разностях температур между
фланцами и шпилькой, либо в момент набора максимальной
нагрузки. После выхода на стационарный режим и вырав-
нивания температурных перепадов ряжения в шпильках
существенно уменьшаются.
В процессе пусков систематически наблюдался изгиб шпилек
относительно оси, параллельной оси турбины. Изгиб отчетливо
наблюдался по разности показаний тензодатчиков, установ-
ленных в диаметрально противоположных точках. Наличие
изгиба может быть объяснено перепадами температур по
ширине фланца и между верхним и нижним фланцами.
Максимальные значения пусковых напряжений в шпильках
наблюдались при пусках из холодного состояния при нагрузке
100—130 МВт и достигали (с учетом изгиба) 118—147 МПа,
осевые растягивающие напряжения на нейтральной оси или
при отсутствии изгиба составляли 39—-59 МПа. Таким образом,
максимальные суммарные напряжения в шпильках при пусках
из холодного состояния, включая напряжения затяга, от
внутреннего давления и температурные в процессе пуска
достигали 343 МПа.
При пусках из горячего состояния напряжения в шпильках
были меньше, что является следствием более равномерных
температурных полей.
Температурное состояние ЦНД. Для изучения теплового
состояния корпуса ЦНД турбины К-300-240 была разработана
специальная оснастка в виде различных малоинерционных
термопар, позволяющая производить измерение температуры
пара и металла как по проточной части, так и в других
местах ЦНД на всех эксплуатационных режимах Схема
371
Рис. 16.7. Схема расположения термо- Рис 16.8. Температура пара по про-
пар по проточной части ЦНД тур- точной части ЦНД турбины К-300-
бины К-300-240 во время испытаний	240:
(цифры - номера термопар) 1—нагрузка 300 МВт, рк=6 кПа, 2—хо-
лостой ход, рс=8 кПа, 3—холостой ход,
Рк=1б,5 кПа
установки термопар приведена на рис. 16.7. При этом был
получен целый ряд новых данных о работе ЦНД в различных
режимах, в частности при работе на холостом ходу при
наличии сбросов пара от БРОУ в пароприемные устройства
конденсаторов.
Измерения температур потока по проточной части и на
выхлопе ЦНД при работе на холостом ходу в условиях,
когда давление на выхлопе не превышало 16,7 кПа, показало,
что независимо от температуры пара перед ЦНД и режима
работы до выхода на холостой ход, температура в выхлопной
части не превышала 70° С (рис. 16.8).
В условиях плохого вакуума, когда давление на выхлопе
было больше 16,7 кПа, при работе на холостом ходу наблю-
далось быстрое и существенное повышение температуры пара
по всей проточной части ЦНД. Было установлено, что
температура пара на выхлопе практически определяется только
давлением в конденсаторе и слабо зависит от времени работы
при данном давлении.
При давлении в конденсаторе до 16,7 кПа не наблюдается
существенной неравномерности температурного поля по ради-
усу. При более высоких давлениях эта неравномерность
значительна.
Как видно из рис. 16.9 еще при 16,7 кПа (0,17 ат)
температура потока непосредственно за последней ступенью
по всей высоте лопаток примерно одинакова и близка
372
30 40 SO 60 70 SO 30 t,°c
Рис. 16 9 Температура пара по высо-
те лопатки последней ступени ЦНД
турбины К-300-240 при работе на
холостом ходу
1—рк=п кПа, 2—pK=2i кПа
пара за последней ступенью ЦНД
турбины К-300-240 на холостом ходу
при отключении и включении в ра-
боту БРОУ со сбросом пара в вер-
хнюю часть конденсатора:
I, II—отключение и включение сб пара
к температуре насыщения при данном давлении. При давлении
в конденсаторе 20,6 кПа примерно до половины высоты
лопаток эта температура близка к температуре насыщения,
а выше ее наблюдается резкое увеличение.
При работе на холостом ходу объемный пропуск пара
через последние ступени настолько мал, что происходит только
частичное заполнение лопаточных каналов «активным» потоком
пара. При этом основная масса этого потока заполняет только
периферийную часть лопаточных каналов последних ступеней
Корневая часть каналов рабочих лопаток этих ступеней на
режимах малых расходов работает с отрицательной реакцией.
Поэтому при движении основного потока по периферийной
части каналов в сторону выхлопа, у корневой части пар
движется со стороны выхлопного патрубка в проточную часть.
Этот обратный поток пара со стороны конденсатора, содер-
жащий капельки влаги, приводит к снижению температуры
в зоне последней ступени Часть капель, отбрасываемых
к периферии, смешивается с основным потоком, охлаждая
его. При давлении до 16,7 кПа состояние потока за ступенью
на всех радиусах остается близким к насыщению, так как
количества теплоты в прямом потоке недостаточно для
превращения в пар влаги, подсасываемой из конденсатора.
С ростом давления на выхлопе растут потери на трение
и вентиляцию в ступени, причем этого тепла становится
достаточно не только для испарения капель влаги, но и для
дальнейшего перегрева пара. Поэтому температура пара су-
щественно возрастает.
Таким образом, тепловое состояние ЦНД на холостом
ходу в значительной степени зависит от обратного потока
пара со стороны конденсатора в проточную часть (рис. 16.10).
Наличие в этом потоке взвешенных капель влаги благоприятно
373
Рис. 16.11. Температура пара
по проточной части ЦНД тур-
бины К-300-240 при различном
давлении в конденсаторе:
/- температура пара перед ЦСД
470' С; 2—то же, 380° С
влияет на тепловое состояние ЦНД, поэтому при работе
сбросных устройств, направляющих пар от котла в конденсатор
турбины, возможна длительная работа турбин на холостом
ходу. В противном случае наблюдается резкое повышение
температур на выхлопе свыше 200е С и длительность холостого
хода ограничена несколькими минутами даже в условиях
хорошего вакуума. Однако и в случае наличия обратных
потоков взвешенных капель воды работа турбины на холостом
ходу при давлениях в конденсаторе более 16,7 кПа вызывает
интенсивный рост температуры пара в последней ступени
и выхлопе ЦНД (рис. 16.11).
Наличие обратного потока влажного пара в последней
ступени может приводить к эрозионному износу выходных
кромок рабочих лопаток последних ступеней, что необходимо
учитывать в практике эксплуатации турбин К-300-240.
По опыту эксплуатации головных турбин К-300-240 выпол-
нялись мероприятия по повышению надежности рабочих лопа-
ток отдельных ступеней; введены утолщения шипов для
крепления бандажей, утолщения в районе отверстий для
демпферных связей, изменены число сопловых лопаток в неко-
торых диафрагмах, материал демпферных связей, введена
напайка защитных стеллитовых пластин с помощью токов
высокой частоты, применена электронио-лучевая сварка лопа-
ток регулирующей ступени в пакеты. Выполненные мероприя-
тия позволили обеспечить высокую надежность работы облопа-
чивания всех цилиндров и, в том числе, ЦНД. Целый ряд
турбин уже отработал более 100 тыс. ч и не имеет повреждений
облопачивания. Вместе с тем опыт длительной эксплуатации
показал, что на отдельных электростанциях происходили
поломки лопаток трех последних ступеней ЦНД.
374
Поломки лопаток 3-й и 4-й ступеней и иногда 5-й были
связаны с неудовлетворительным водно-химическим режимом
на отдельных электростанциях. Присутствие в паре агрессивных
примесей и отложение их на лопатках, особенно на 3-й и 4-й
ступенях, находящихся в зоне фазового перехода, приводит
к образованию коррозионных повреждений деталей и к сниже-
нию конструктивного предела выносливости Кроме того,
отложения приводят к нарушению нормальной работы демп-
ферных связей, что повышает уровень динамических напряже-
ний в лопатках Для повышения надежности облопачивания
третьих и четвертых ступеней ЦНД на этих электростанциях
произведена замена стальных демпферных связей на титановые,
менее подверженные коррозии и эрозии
Поломки рабочих лопаток пятых ступеней ЦНД происходили
также из-за эрозионного повреждения выходных кромок. Специ-
альными исследованиями было установлено, что конструктивный
предел выносливости эродированных лопаток снижается в 3 раза
С целью снижения эрозии выходных кромок был проведен ряд
испытаний по выяснению ист очников избыточной капельной влаги
в зоне последних ступеней с температурным контролем этой зоны
и визуальными наблюдениями за потоками в выхлопных
патрубках По результатам этих испытаний была произведена
реконструкция сбросов воды в конденсатор, усовершенствованы
пароприемные устройства режимы пуска, введено автоматическое
управ чение или ограничение впрысков конденсата в пароприемные
устройства, разработана методика контроля и ремонта подверг-
шихся эрозии лопаток После принятых мер поломки рабочих
лопаток, связанные с эрозией выходных кромок, прекратились
Опыт эксплуатации также показал, чго надежность работы
рабочих лопаток последних ступеней в значительной степени
определяется выполнением инструкций по эксплуатации турбин
в части допустимых значений вакуума в конденсаторе. Поэтому
заводом были разработаны более жесткие нормы по вакууму
при наборе частоты вращения, работе турбин на холостом
ходу и под нагрузкой.
16 2 ТУРБИНЫ К 800-240
Двухвальный агрегат мощностью 800 МВт был пущен
в эксплуатацию в ноябре 1967 г. на Славянской ГРЭС
и к настоящему времени отработал более 100 тыс ч Выпуск
этой турбины с мощностью, в 2,6 раза превышающей мощность
освоенных к тому времени турбин 300 МВт, потребовал
отработки в эксплуатации целого ряда новых конструктивных
решений для турбин этой серии Однако мероприятия, выпол-
ненные при освоении турбин К-300-240, в значительной степени
сократили сроки освоения этих турбин
375
Из новых явлений, обнаруженных на турбине этого типа,
была низкочастотная вибрация валопровода, которая пред-
ставляет собой прецессию ротора вокруг равновесного положе-
ния с частотой, близкой к первой критической. Возникновение
прецессии ротора связано с потерей устойчивости его движения
в результате действия различного рода сил, появляющихся
при отклонении валопровода от равновесного положения.
На основании проведенных расчетных и экспериментальных
исследований было установлено, что значения сил парового
возбуждения определяются не абсолютными размерами ради-
альных зазоров в надбандажных уплотнениях, а отношением
этих зазоров к осевым; устойчивость ротора в наибольшей
степени растет с увеличением его критической частоты враще-
ния и внешнего демпфирования; зона устойчивой работы даже
весьма гибкого ротора может быть существенно расширена,
если применить подшипники с подвижными опорными сег-
ментами. В этом случае устойчивость ротора обусловливается
демпфированием в подшипнике. На основании этих исследова-
ний и ряда испытаний, проведенных на модельных установках,
и на натурных турбинах, были созданы конструкции вибро-
устойчивых подшипников, определены границы устойчивости
и применительно к турбинам мощностью 800 МВт и выше
эта проблема была решена.
На основе опыта, полученного на двухвальной турбине
мощностью 800 МВт, была создана одновальная турбина эгой
мощности Она также установлена на Славянской ГРЭС,
пущена в эксплуатацию в 1971 г и уже отработала более
100 тыс. ч В дальнейшем была выпущена серия одновальных
турбин мощностью 800 МВт, которые успешно работают на
Запорожской, Углегорской, Рязанской ГРЭС
При эксплуатации этих турбин встречались следующие
неисправности:
повреждение обоймы регулирующей ступени, для повышения
надежности вместо обоймы выполняется цельнолитой козырек
заодно с внутренним цилиндром;
трещины в цельнофрезеровапном бандаже лопаток регулиру-
ющей ступени; введены специальные демпферные вставки в бандаж,
отказы при включении быстроходных ВПУ, связанные со
значительными усилиями и моментами от трубопроводов
холодного и горячего промперегрева, приложенными к кор-
пусам турбины, вызывающими расценгровки и рост момента
трогания валопровода; для устранения этого была выполнена
установка тихоходного валоповоротного устройства, которое
включается параллельно быстроходному и служит для него
в качестве стартера.
Одной из важных проблем при освоении турбин мощностью
800 МВт явилась проблема осевых расширений при пусках
176
и работе под нагрузкой Эта проблема связана также, с одной
стороны, с влиянием паропроводов и нагрузок от них на
цилиндры турбин, с другой—с большими силами трения
в опорных поверхностях корпусов подшипников турбины. Для
улучшения условий тепловых перемещений выполняется ряд
мероприятий, позволяющих обеспечить с победу осевых теп-
ловых расширений турбины
определение и выравнивание весовых нагрузок на лапы
цилиндров с помощью специальных динамометров,
применение пружинных амортизаторов для снижения ве-
совых нагрузок на корпуса подшипников;
снижение сил трения в опорных поверхиост ях корпусов
подшипников путем применения различных смазок, в частности
специальной пасты ВТИ-ЛМЗ а также применение специальных
пластмасс с низким коэффициентом трения.
В настоящее время заводом выпускается новая модификация
гурбин 800 МВт типа К-800-240-5 В этих турбинах применены:
модернизированная проточная часть ЦНД повышенной эко-
номичности, новые усиленные сегменты сопл ЦВД, надбан-
дажные уплотнения ЦВД, новая система гидроподъема роторов;
блоки стопорных и регулирующих клапанов; боковые трубы
большего диаметра вместо четырех пароперепускных труб из
ЦСД в ЦНД; секционирование конденсатора, что обеспечивает
более глубокий средний вакуум; все сбросы воды в нижнюю
часть конденсатора, автоматическое управление конечными
впрысками конденсата в пароприемные устройства; смешива-
ющие ПНД1 и ПНД2 и ряд других усовершенствований
С турбиной также поставляется комплект новой аппаратуры
контроля механического состояния турбины включая современ-
ную аппаратуру контроля вибрации. Автоматизация дискрет-
ных операций управления турбоустановкой (включение и от-
ключение оборудования) предусматривается но функционально-
групповому методу.
Турбины этого типа успешно работаю! на Сургутской,
Пермской и Березовской ГРЭС.
16 3 ПОКАЗАТЕЛИ НАДЕЖНОСТИ И ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ТУРБИН
В ЭКСПЛУАТАЦИИ
Ввод в эксплуатацию большого числа энергетических блоков
потребовал совершенствования методики оценки надежности
и эффективности их работы Применявшаяся различными
организациями методика сличалась как количественно, так
и качественно и была недостаточно разработана в части
показателей работы отдельных видов оборудования блоков.
Поэтому ЛМЗ создал приведенную ниже методику оценки
надежности и эффективности работы турбин и энергетических
377
блоков, применявшуюся в практике анализа работы турбин
К 300-240 и блоков с этими турбинами в процессе освоения
Необходимо различать показатели надежности и эффектив
гости работы блока в целом и отдельных видов его основного
оборудования, например турбин, в частности Это позволяет
оценить надежность отдельных элементов блока выделить
менее надежные и своевременно принять меры по их доводке
К показателям, определяющим надежность и эффективность
работы блока в целом за исследуемый период времени,
относятся:
выработка электро энергии Э (кВ т не-
продолжительность работы т (ч),
средняя нагрузка #ср (МВт)
Максимальная нагрузка, которая была на блоке в исследу
емый период - 7VMaKC (МВт).
Средняя продолжительность рабочей кампании тср=тр/л,
где л— число остановок блока за исследуемый период времени
Максимальная продолжительность непрерывной рабочей
кампании за исследуемый период—тмокс (ч)
Коэффициент использования календарного времени
Ак = —-100%, где тк—календарное время исследуемого пери-
ода, ч.
Коэффициент использования рабочего времени
А-р==-г,‘	100%, где тп.о—время плановых остановок, к ко-
торым относятся остановки блоков иа капитальный и текущий
ремонты, в резерв, для проведения реконструкции оборудования
и для проведения испытаний, ч.
Коэффициент использования установленной мощности в ка-
лендарное время --------- 100%, где Э — выработанная эле-
ктроэнергия за исследуемое время, кВт ч; NVOM—номинальная
мощность блока, кВт.
Коэффициент использования установленной мощности в ра-
бочее время Ар =----—----г 100%
Коэффициент готовности блока в календарное время
АкЛ = т* Трцм-Ю0%, где трсм, ч—время ремонтов оборудования
блока, не позволяющих осуществлять выработку электро-
энергии.
Коэффициент готовности блока в рабочее время
100%.
378
Перспективным для оценки надежности и эффективности
работы блоков является коэффициент готовности блока к вы-
работке электроэнергии в календарное время
^бл.э = Лгнс»т« Аэ -100%, где АЭ—недовыработка электроэнергии
из-за ремонтных простоев и аварийных снижений (ограничений)
нагрузки, кВт  ч.
Коэффициент готовности блока к выработке электроэнергии
^ИОМТИ-АЭ
А^но„(тк-тп о)
в рабочее время вычисляется как к' =
100%.
Для оценки надежности и эффективности работы турбин
применялись следующие показатели:
коэффициент готовности турбин в календарное время
д,т=т1. трс.	где трем15 ч—продолжительность всех видов
ремонта турбины за данный период, требующих ее останова;
коэффициент готовности турбин в рабочее время
A£ = ?!ZS=LI-100%;
количество вынужденных остановок блока из-за турбины
на 1000 ч рабо i под нагрузкой ив=—-1000, где пт—количест-
тр
во вынужденных остановок блока из-за турбины; этот показа-
1ель соотвегс1вует применяемому в ряде отраслей показателю
«число отказов на 1000 ч работы»;
коэффициент аварийности турбин Аав = —-|00%, где тв т—
продолжительность вынужденного аварийного простоя турбин.
Исходные данные для вычисления указанных выше показа-
телей эффективности работы блоков и турбин завод получал
ежемесячно от электростанций по обычным формам их от-
четности, а также контролировал по ежесуточным сводкам,
получаемым оз своих шеф-инженеров.
Следует отметить, что правильный учет эксплуатационных
данных, необходимых для оценки надежности и эффективности
турбин и блоков, требует получения доброкачественных ста-
тистических данных с электростанций. При этом в применяемых
формах статистической отчетности должны быть четкие воп-
росы, на которые должны быть получены чезкие ответы Это
позребовало уточнения применяемой на ТЭС и заводами
изготовителями оборудования терминологии, границ поставки
оборудования, более четкой классификации аварийных оста-
новок, более строгого учета времени ремонта отдельных видов
оборудования блоков и з. д.
Вычисление показателей работы турбин ЛМЗ и блоков
379
с этими турбинами производится ежемесячно и обобщается
по итогам работы за каждый квартал, полугодие и год в виде
таблиц. Например, ниже представлены показатели эффектив-
ности работы одного из блоков с турбиной К-300-240 ЛМЗ
за год эксплуатации.
Выработка электроэнергии, млн кВт ч	......... 1741
Продолжительность работы, ч ... ... .... ......................  8116,3
Коэффициент использования календарного времени, %	....	92,5
Коэффициент использования рабочего времени, %	......... 96,4
Коэффициент использования установленной мощности в календар-
ное время, %	..... ................... ..	.	66
Коэффициент использования установленной мощности в рабо-
чее время, % . __________________ ... ...	......... 68 7
Коэффициент готовности турбины в календарное время, % ....	100
Средняя нагрузка, МВт..........................................     214
Максимальная кампания, ч .	.. . ....... ...	. ...	..... 3213
На основании данных, приведенных в таких таблицах, по
каждому блоку вычисляются средние показатели по всем
работающим блокам и турбинам за соответствующий период
работы. Изменение показателей по годам в процессе доводки
наглядно изображается в виде графиков.
Необходимо отметить, что усреднение показателей по
блокам в зависимости от года эксплуатации является более
представительным, чем усреднение по блокам с различными
периодами эксплуатации. Особенно это важно в период
освоения нового типа оборудования блоков.
Данные по остановам блоков из-за турбин дополнительно
анализируются с помощью таблиц, позволяющих вести уче»
аварийных элементов турбин и доводить его до конструкторов
и исследователей.
Применение представленной методики оценки надежности
и эффективности работы турбинного оборудования энергетичес-
ких блоков позволяет заводу проводить систематический анализ
состояния доводки и освоения турбин в эксплуатации.
Накопление данных по надежности турбин в эксплуатации
и обобщение их зависимости от параметров свежего пара,
мощности, конструкции и других характеристик при достаточ-
ной полноте исходных статистических показателей эксплуатации
позволяет ориентировочно прогнозировать надежность и эф-
фективность турбин новых типов на стадии их проектирования,
что необходимо для оценки надежности и эффективности
электростанций с блоками, в которых применены турбины
нового типа
О высокой надежности одновальных турбин мощностью
800 МВт свидетельствует опыт многолетней работы первой
такой турбины на Славянской ГРЭС: за 13 лет работы (90
тыс. ч) было всего 17 вынужденных остановов блока из
останова турбины общей продолжительностью 618 ч, те.
380
коэффициент аварийности турбины за этот период в среднем
составил 0,7%, простой блока за год в связи с остановкой
турбины в среднем двое суток. Остановки блоков 800 МВт по
вине турбин, как правило, очень редкие: так, например, в 1984 г.
на всех блоках было всего девять остановок суммарной
продолжительностью 712 ч, пять блоков 800 МВт не имели
остановок по вине турбин, т. е. эти турбины имели коэффициент
готовности 100%. В 1984 г. по турбинам К-800-240-3 наработка
на отказ составила 13 697 ч и коэффициент готовности 99,4%.
Опыт освоения новых гипов паровых турбин в эксплуатации,
разработка и внедрение различных мероприятий по доводке
турбин и повышению их характеристик позволяют сделать
следующие выводы.
1	. Перечень испытаний и доводочных работ на головных
турбинах возрастает по мере роста мощности и параметров
свежего пара. При этом существенно возрастают количество
занятого этими работами персонала, а также стоимость
испытаний и расходов на доводочные работы
2	. Переход к новым, более высоким мощностям и парамет-
рам пара в паротурбиностроении приводит к новым, ранее
не известным проблемам, возникающим в период освоения
новых турбин в эксплуатации на электростанциях. Своевремен-
ное исследование и решение этих проблем требует подготовки
соответствующих измерений на головных образцах турбин.
С этой целью необходимо в процессе подготовки к вводу
в эксплуатацию головно! о образца, учитывая особенности его
конструкции, заблаговременно разрабатывать комплекс соот-
ветствующих испытаний, а также программы и методику их
проведения.
3	В проекты головных блоков необходимо включить раз-
работку специальных схем измерений с установкой первичной
и вторичной аппаратуры, позволяющей обеспечить необходи-
мые измерения согласно намеченным программам.
4	В процессе монтажа головных образцов паровых турбин
должна быть установлена первичная и вторичная оснастка,
предусмотренная проектом экспериментальных измерений в со-
ответствии с программами пусконаладочных и исследовательс-
ких работ.
5	. В процессе пусконаладочных работ на оборудовании
головных блоков Необходимо обеспечить предоставление соот-
ветствующих режимов работы турбины, обеспечивающих вы-
полнение всего комплекса испытаний, предусмотренных про-
граммами. Для проведения испытаний следует обеспечить
работу турбин в период доводки не по диспетчерскому графику,
а по режимам испытаний, так как задержка в предоставлении
опытных режимов может привести к выходу из строя изме-
рительной оснастки и необходимости ее восстановления.
381
6	. Успешное проведение пусконаладочных работ и испыта-
ний требует высокой квалификации специалистов, проводящих
основные работы. В состав бригад по турбине обычно входят
специалисты по гидравлической и электрической части системы
регулирования, по режимам эксплуатации, по тепловой наладке,
по наладке общего вибрационного состояния, по контрольно-
измсри дельным приборам и автоматике.
7	Основной комплекс испытаний и доводочных работ
необходимо проводить на двух-трех первых турбинах, с тем
чтобы получить основные данные по качеству турбины до
запуска этого типа в большую серию, так как по результатам
испытаний могут быть разработаны мероприятия, которые
потребуют изменения в конструкции, что придется проводить
уже на изготовленных турбинах
8	. Создание гурбин новых типов кроме процесса проек-
тирования, изготовления и монтажа включает также процесс
доводки в эксплуатации. Важность проведения этих работ по
освоению, и в возможно короткие сроки, в значительной
степени определяет качество созданной турбины и перспектив-
ность широкого применения турбин этого типа.
9	Опыт, полученный при испытаниях головных образцов
турбин данного типа, позволяет повышать качество турбин,
находящихся в стадии проектирования, избежать повторения
недостатков в их конструкции и сокращать сроки их освоения
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
I Вилянская Е. Д., Ванштейн А. Г., Ра заре нова М. М. Создание огнестойких
масел на основе триарилфосфатов с учетом зависимости свойств от строения
входящих в их состав фенильных радикалов//Жидкие топлива и масла
в энергетике М • Химия. 1982 С. 80—96.
2.	Иванов В. А. Регулирование энергоблоков Л Машиностроение, 1982
3	Кацукуми X., Токаши К., Риосуко А. Последние достижения в области
технологии производства больших паровых турбин и генераторов//Hitachi
Review 1980 Vol 29, № 6. Р 293 299
4	Правила технической эксплуатации электрических станций и сетей 14-е
изд. М. Энергоатомиздат, 1989.
5	Сафонов Л. П., Селезнев К. П., Коваленко А. Н. Тепловое состояние
высокоманеврениых паровых турбин. Л. Машиностроение, 1983
6	Turbines et alternateurs de deman//Alslom—Atlantique 1982. Brouchure
54/VE/82107F, Octobre.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие				3
Применяемые сокращения		5
Глава	1 Основные принципы создании паровых турбин ЛМЗ 2 Тепловые схемы турбоустановок	6
Глава		24
2 1	Общие положения проектирования тепловых схем .	24
2.2. 23	Тепловые схемы гурбоустановок 	 Особенности проектирования тепловых схем мощных паротурбинных установок	25 29
24	Преимущества ступенчатой конденсации	31
25	Усовершенствование режимов работы турбоустаиовок	33
Глав а	3 Оборудование и компововка турбоустаповок	39
3.1	Основное оборудование турбоустановок	39
3.2	Компоновка турбоустановок	.			43
3.3	Материалы, применяемые для турбин СКД	. .. 		45
1 ла в а	4 Проточные части и конструкция турбин	46
4 1	Единичная мощность турбин	. .	46
4 2.	Экономичность	48
43	Конструкция проточных частей ЦВД	50
44	Конструкция проточных частей ЦСД	.	.	...	51
45	Конструкция проточной части унифицированного ЦНД	54
Глав<1	5 Конструкции статорных узлов	56
5 1	Корпуса ЦВД ....	, . .			56
52	Корпуса ЦСД	59
5.3	Корпус ЦНД	62
54	Другие статорные узлы 								63
Глава	6 Конструкция роторов и рабочих лопаток	68
6 1	Роторы ЦВД	68
62	Роторы ЦСД	73
6 3	Роторы ЦНД .	...	76
Глава	7 Системы парораспределения	80
7 1	Назначение и условия работы узлов парораспределения	. .	80
72	Схемы парораспределения	85
73.	Конструкция узлов парораспределения	89
74	Эксплуатация и ремонт элементов систем парораспределения	98
Глава 8 1	8 Система автоматического управления, регулирования н защиты Современные требования к системам автоматического регулирования турбин . . .		 		102 107
82	Основные особенности систем pei улирования турбин СКД		108
8 3	Гидравлическая часть системы регулирования	111
84	Маслоснабжение системы регулирования	132
85	Электрическая часть системы регулирования	138
86	Системы регулирования основных типов турбин СКД	147
87	Стабилизация параметров вспомогательных систем	152
88	Автоматические защиты турбины	156
Глава	9 Системы смазки и их оборудование	162
9 1	Особенности систем смазки турбин СКД	162
9.2	Турбинные масла ...	....	164
93	Схемы систем смазки ..			170
9.4	Конструкции и характеристики отдельных узлов 		178
Глава	10 Теплообменное и вспомогательное оборудование турбоустановки	181
10 1	Конденсационные устройства	181
10 2	Регенеративные подогреватели 	_	...			_					185
К) 3 Глава	Питательные агрегаты и вспомогательное оборудование _ 			 11 Особенности сборки и мошвжа турбин и другого оборудования тур-	190
««установки .	.		 . .		192
11 1	Общие положения по сборке паровых турбин на заводе И31 отовителе	192
112	Гидравлическое испытание корпусов цилиндров	194
113	Особенности сборки роторов	195
114	Сборка и испытание сборочных единиц системы регулирования	198 383
J1 5 Общая сборка паровых турбин и сс особенности . _.........
Л б. Особенности испытаний турбин па заводском сзенде и поставки тур-
бинного оборудования па электростанции .......................——.........
11 7 Мош аж турбин и оборудования турбоустаиовки ....	.........
118 Монтаж фубопроводов маслосистем
Глава 12 Наладка и эксплуатация систем регулирования и защиты
12 1 Ревизия узлов и опробование системы регулирования
12 2 Испытания системы регулирования на остановленной гурбнне
12 3 Испытания протнворазг ониой защиты турбины
1? 4 С татическая характерен. гика системы регулирования
12 5 Динамические испытания системы регулирования	. . . .
12 6 Обслуживание системы регулирования при эксн гуатапни
12 7 Ремонт ГЧСР
Глава 13 Режимы пуска к останова турбин
13 1 Расчетные исследования .	.....
13 2 Рс-лимные испытания
13 3 Пусковые схемы
Глава 14 Обеспечение вибрационной надежности валопроводов турбин
14 1 Обеспечение вибрационной надежное] и в процессе изготовления п мон-
тажа турбин
14 2 Виброналадка гурбт на электростанции
14 3 Причины вибрации в нпроводов турбин Их обнаружение и устранение
Глава 15 Особенности экснlyaiaUHH турбин и гурбоустановок
15 I Система уплотнений 1 урбины
15 2 Вакуумная систем г
15 3 Система защиты турбины oi обратного потока отбираемого пара
15 4 Водно-химический режим
15 5 Общие положения эксплуатации турбоагрегата и основные принципы
opt анимации режимов пуска	.........
15 6 Обслуживание турбоагрегата	...................
15 7 Расхо 1 ]живание паровой турбины
15 8 Консервация паротурбинного оборудов шня
Глава 16 Мероиршпия но повышению надежности эксплуатация
16 1 Турбины К 300-240	..............
16 2 Турбины К-800-240
16 3 Показатели надежности и эффективности работы турбин в эксплуа-
тации	__...
Список литературы ........ ................................................
205
210
234
239
239
241
247
25
258
264
268
274
274
279
287
307
307
31
31
329
329
334
338
342
343
348
354
356
357
Зэ7
375
377
382